Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ динамических процессов, связанных с колебаниями двигателя на подвеске 12
1.1. Предпосылки для исследования поведения двигателя на подвеске 12
1.2. Факторы, влияющие на колебания двигателя на подвеске 14
1.3. Обзор моделей для расчёта колебаний двигателя на подвеске 20
1.4. Основные допущения, присущие современным расчётным моделям 23
Глава 2. Методика расчёта динамического поведения четырёхцилиндрового двигателя на упругих опорах при работе на холостом ходу 30
2.1. Предпосылки к выбору расчетной схемы и метода расчета 30
2.2. Вывод основных дифференциальных уравнений динамики силового агрегата с учетом подвижности внутренних масс и переменности массово-инерционных характеристик двигателя 37
2.3. Численная реализация анализа движения силового агрегата 44
Глава 3. Экспериментальное исследование колебаний четырёхцилиндрового двигателя на упругих опорах на режиме холостого хода 47
3.1. Описание экспериментальной установки для исследования жесткостных характеристик упругих опор 47
3.2. Описание экспериментальной методики исследования колебаний двигателя на режиме холостого хода 53
3.2.1. Объект испытаний и средства измерения 53
3.2.2. Экспериментальное исследование поведения двигателя на подвеске с учётом особенностей его установки на испытательном стенде 55
3.2.3. Экспериментальное исследование колебаний двигателя на подвеске, вызванных движением деталей кривошипно-шатунного механизма 58
3.2.4. Экспериментальное исследование колебаний двигателя на подвеске на режиме холостого хода 62
Глава 4. Расчётное исследование влияния конструктивных параметров системы двигатель — подвеска на ее вынужденные колебания для режима холостого хода 65
4.1. Предпосылки к моделированию 65
4.2. Исследование влияния перемещения масс внутри корпуса двигателя на параметры его колебаний 71
4.3. Исследование влияния расположения точек приложения возмущающих сил 75
4.4. Исследование влияния переменности инерционных характеристик двигателя на параметры его колебаний 77
4.5. Исследование влияния параметров упругих элементов подвески силового агрегата 84
4.6. Исследование влияния расположения упругих элементов подвески силового агрегата и его центра инерции 88
4.7. Исследование влияния технологической неидентичности масс подвижных одноименных деталей силового агрегата 99
Выводы по работе 104
Литература
- Факторы, влияющие на колебания двигателя на подвеске
- Вывод основных дифференциальных уравнений динамики силового агрегата с учетом подвижности внутренних масс и переменности массово-инерционных характеристик двигателя
- Описание экспериментальной методики исследования колебаний двигателя на режиме холостого хода
- Исследование влияния перемещения масс внутри корпуса двигателя на параметры его колебаний
Введение к работе
Актуальность работы. К числу основных задач автомобилестроения и двигателестроения относится снижение уровня акустических и вибрационных нагрузок от силовой установки на конструкцию транспортных средств. Эта важнейшая задача непосредственно связана с увеличением ресурса узлов и агрегатов двигателей и транспортных средств, снижением их материалоемкости, повышением комфортности и акустической экологичности, улучшением условий труда на транспорте.
Актуальность предлагаемой работы определяется тем, что практические меры по снижению виброактивности двигателя невозможны без глубокого изучения динамических эффектов, производимых движением элементов кривошипно-шатунного механизма (КШМ). К числу способов такого изучения относятся как экспериментальные, так и расчетно-аналитические методы, а также различные их комбинации.
Цель работы. Провести анализ влияния переменности инерционных характеристик силового агрегата, вызванной подвижностью элементов КШМ, и расположения его опор на колебания двигателя на подвеске. Построить расчётную динамическую модель системы двигатель - подвеска, проверить её адекватность в ходе экспериментальных исследований.
Методы исследования. В работе сочетались методы расчетно-аналитического и экспериментального исследования. Теоретические исследования проводились в программном комплексе «Эйлер» по модели, разработанной автором, базирующейся на уравнениях Лагранжа второго рода. Экспериментальные исследования проводились на двигателе ВАЗ-21083 в моторном боксе №15 кафедры «Теплотехника и автотракторные двигатели» и на базе кафедры «Дорожно-строительные материалы» МАДИ (ГТУ). Для регистрации результатов экспериментов использовались акселерометры типа 4334 фирмы Brel&Kjaer, виброизмерительный прибор производства НП Robotron-Messelektronik, а также плата запоминающего измерительного аналогово-цифрового осциллографа ЛА-н10М4 производства ЗАО «Руднев-Шиляев», сопряжённая с персональным компьютером типа IBM PC.
Научная новизна. Разработана трёхмерная динамическая модель поведения силового агрегата на подвеске, учитывающая влияние подвижности элементов КШМ. Показано существенное отличие расчетного характера колебаний от результатов, полученных по методикам, не учитывающим влияние указанных факторов. Проведён анализ влияния перемещений масс внутри корпуса двигателя, связанных с поступательным движением поршня и плоско-параллельным движением шатуна.
Достоверность и обоснованность научных положений работы обеспечена применением фундаментальных законов классической механики Ньютона, а также подтверждением результатов расчёта математических моделей экспериментальными данными, полученными с использованием оборудования и приборов, отвечающих требованиям государственных стандартов.
Практическая ценность. Результаты выполненной работы могут быть использованы при проектировании и доводке элементов подвески и конструкции двигателя. Разработанная методика позволяет ещё на стадии проектирования определить нагрузки, действующие на упругие элементы подвески двигателя, и дает возможность снизить виброактивность двигателя путем варьирования расположения его опор и их упругих характеристик.
Реализация работы. Результаты данного исследования использованы в совместной научной работе кафедры «Теплотехника и автотракторные двигатели» МАДИ (ГТУ) и УКЭР отдела двигателей АМО ЗИЛ. Алгоритм моделирования колебаний двигателя на подвеске принят к использованию НПФ «ЭВА» для решения задач по исследованию вибрации поршневых компрессоров, выпускаемых ОАО «Транспневматика» для нужд железнодорожного транспорта и метро. Методика расчетного моделирования динамики КШМ и анализа уравновешенности двигателей различных компоновочных схем в среде программного комплекса «Эйлер» используется в учебном процессе кафедры «Теплотехника и автотракторные двигатели» МАДИ (ГТУ) при подготовке бакалавров и магистров по специальности «Тепловые двигатели».
Основные положения, выносимые на защиту
Алгоритм расчёта динамического поведения системы силовой агрегат – подвеска с использованием методов классической механики на основе уравнений Лагранжа второго рода.
Трёхмерная модель силовой агрегат – подвеска рядных четырёх- и двухцилиндрового двигателей.
Анализ влияния на достоверность расчётов следующих допущений, традиционно используемых при исследовании колебаний двигателя на подвеске:
постоянство инерционных характеристик силового агрегата;
приложение сил инерции к центру масс силового агрегата;
применение эквивалентной двухмассовой схемы вместо реального шатуна.
Личный вклад автора
Проведен анализ работ, посвященных методам исследования колебаний силового агрегата автомобиля и проектирования амортизационных конструкций, вопросам виброизоляции двигателей внутреннего сгорания.
Разработана математическая модель, описывающая динамическое поведение рядного четырёхцилиндрового двигателя на подвеске с использованием методов классической механики.
Реализовано решение разработанной модели в программном комплексе «Эйлер», предназначенном для расчёта многокомпонентных механических систем.
Адекватность предложенной модели проверена экспериментально в Проблемной лаборатории транспортных двигателей МАДИ (ГТУ).
Апробация работы. Результаты, полученные в ходе выполнения диссертационной работы, докладывались на научных конференциях МАДИ (ГТУ) в 2005-2006 гг. и экспонировались на выставке научных достижений МАДИ (ГТУ) 2006 г.
Публикации. Материалы исследований опубликованы в четырёх печатных работах, из них 1 статья в журнале по списку ВАК.
Структура работы. Диссертация состоит из введения, четырёх глав, выводов и списка литературы. Общий объем работы 113 страниц, включая 3 таблицы, 60 иллюстраций, библиографию из 54 наименований и 1 приложение.
Факторы, влияющие на колебания двигателя на подвеске
Двигатель внутреннего сгорания является энергетической машиной, преобразующей поступательное движение поршней под действием сил давления газов во вращательное движение коленчатого вала, при этом поршни и шатуны перемещаются со значительно изменяющимися скоростями, благодаря чему возникают периодически действующие силы инерции. Давление газов в цилиндрах также меняется в широких пределах в процессе работы двигателя.
Периодический характер изменения сил давления газов и сил инерции движущихся частей двигателя вызывает вибрацию его корпуса. Действие этих периодических возмущений приводит к возникновению сложной картины вибрации двигателя, зависящей от его скоростного и нагрузочного режима. Однако надёжное теоретическое определение основных возмущающих усилий, возникающих в двигателях различных конфигураций, затруднительно, так как имеются и другие источники вибрации, которые трудно учесть. К таким факторам относятся [7]: - остаточные дисбалансы вращающихся частей; - удары поршней при перекладке; - газодинамические колебания во впускной системе; - воспламенение и сгорание топлива в цилиндрах; - удары в зубчатой передаче; - удары в клапанном механизме; - импульсы выхлопных газов; - разновес комплектов шатунно-поршневой группы; - неидентичность изменения давления газов по цилиндрам и по циклам, возникающая вследствие различия в распределении и воспламенении топлива, неправильной работы клапанов и т.д.
Методы исследования виброактивности двигателей можно условно разделить на три вида в соответствии с тремя поддиапазонами частот: - низкочастотный диапазон (НЧД) 20-300 Гц; - среднечастотный диапазон (СЧД) 300-1500 Гц; - высокочастотный диапазон (ВЧД) 1500-10000 Гц.
Каждому диапазону свойственны свои особенности возмущающих сил, частотных характеристик конструкций двигателей и процесса передачи колебательной энергии. В НЧД возбуждение вибрации происходит от сил инерции поступательно движущихся масс, моментов этих сил, центробежных сил инерции вращающихся масс и т.д. В этом диапазоне возмущающие силы имеют практически дискретный, детерминированный характер, а двигатель, как колебательная система, достаточно хорошо определяется конечным числом сосредоточенных параметров, хотя некоторые детали конструкции (коленчатые валы, картеры и др.) могут рассматриваться как системы с распределёнными параметрами.
В СЧД возбуждение вибрации двигателей определяется силами давления газов при сгорании топлива, высшими гармониками возмущающих сил, действующих в НЧД, трением и ударами поршней при перекладках, а также в подвижных сочленениях топливовпрыскивающей аппаратуры, клапанно-распределительного механизма и зубчатых передач. Возмущающие силы в этом частотном диапазоне также можно считать детерминированными. Так как в НЧ и СЧ диапазонах находятся собственные частоты деталей и узлов двигателей, то конструкции двигателей уже нельзя считать абсолютно жёсткими, недеформируемыми.
При исследовании вибрации двигателей в ВЧД возмущающие силы и их высшие гармоники те же, что и в СЧД, однако эти силы в ВЧД отличаются относительно большей флуктуацией и могут рассматриваться как случайные. Здесь значительно возрастает роль шумового фона с плавно меняющейся огибающей спектральной плотности, происхождение которого можно отнести к трению в деталях и узлах, газодинамическим колебаниям при сгорании топлива в цилиндрах, кавитационным явлениям в охлаждающей жидкости и др. В этом диапазоне частот некоторые элементы двигателя, такие как пластины, кожухи, рамы, фундаменты, можно рассматривать как системы с распределёнными параметрами. Однако аналитический расчёт ограничен сложностью учёта краевых условий и направления распространения волны [7].
Так как при вибрации в НЧ-диапазоне длина волны превышает линейные размеры двигателя, представляется возможным заменить его корпус жёсткой массой на упругих опорах, имеющей шесть степеней свободы. Соответственно, уравновешенным назывался бы такой двигатель, при работе которого реакции на его опорах оставались бы неизменными по величине и направлению. Как указано выше, основными возмущающими силами, вызывающими низкочастотную вибрацию двигателя (рис. 1), являются: - силы инерции деталей, совершающих возвратно-поступательное движение -поршневой комплект; - силы инерции деталей, совершающих вращательное движение - коленчатый вал, маховик; - силы инерции деталей, совершающих плоско-параллельное движение шатун; - моменты сил инерции; - опрокидывающий момент;
Вывод основных дифференциальных уравнений динамики силового агрегата с учетом подвижности внутренних масс и переменности массово-инерционных характеристик двигателя
Кинематическая изменяемость кривошипно-шатунного механизма, составляющего основу конструкции двигателя, влечет за собой переменность инерционных характеристик двигателя как динамической системы. Приближенные способы анализа динамического поведения двигателя часто игнорируют это обстоятельство [14, 38]. В таких случаях обычно считают, что на абсолютно жесткий корпус двигателя действуют некоторые силы инерции, величины которых связаны с массами и ускорениями подвижных звеньев. Противоречивость такого подхода состоит в том, что силы инерции прикладываются не к подвижным телам внутри корпуса, а к центру масс самого корпуса. В данной главе описывается расчет, свободный от указанных упрощений. _Он „_выполнен с целью ревизии допустимости—неучета переменности инерционных характеристик звеньев конструкции двигателя и приложения сил инерции как внешних для силового агрегата. Выбор режима холостого хода обусловлен тем, что на минимальных оборотах холостого хода частота сил, вызывающих колебания двигателя на подвеске, лежит вблизи частоты его собственных колебаний, а так же большой невоспроизводимостью рабочих процессов по цилиндрам и по циклам.
В качестве расчетной модели использовалась трёхмерная схема четырёхцилиндрового двигателя на опорах. Корпус, элементы кривошипно-шатунного механизма и поршни представлялись в виде абсолютно твердых тел, составляющих кинематически изменяемую структуру. Опоры представлялись в виде элементов линейной жесткости с параллельно присоединенными линейными демпферами (рис. 2.1 и рис. 2.2). Основными инерционными характеристиками принятой схемы двигателя являются:
Mk, Jkx Jky » Jkz " масса и приведённые моменты инерции корпуса относительно горизонтальной (Ох), вертикальной (Оу) и продольной (Oz) осей поворота силового агрегата соответственно; MV5 Jvx , J , Jvz - масса и приведённые моменты инерции коленчатого вала относительно горизонтальной (Ох), вертикальной (Оу) и продольной (Oz) осей поворота силового агрегата соответственно; Mpj, JpiX , Jpiy , JPiz - масса и приведённые моменты инерции і-го поршня относительно горизонтальной (Ох), вертикальной (Оу) и продольной (Oz) осей поворота силового агрегата соответственно, где і = 1.. .4; MSi , JSXj J Jsyi , Jszi - масса и приведённые моменты инерции і-го шатуна относительно горизонтальной (Ох), вертикальной (Оу) и продольной (Oz) осей поворота силового агрегата соответственно, где і = 1.. .4; Основные геометрические параметры той же схемы: Са - центр инерции агрегата; Ск - центр масс корпуса; Cv - центр масс коленчатого вала, находящийся на его продольной оси; Срі - центр масс і-го поршня, где і = 1.. .4; Csi - центр масс і-го шатуна, где і = 1.. .4; Хса - расстояние по горизонтали от оси коленчатого вала до центра инерции агрегата; Хек - расстояние по горизонтали от оси коленчатого вала до центра масс.корпуса; Yea - расстояние по горизонтали от оси коленчатого вала до центра инерции агрегата; YCK - расстояние по вертикали от оси коленчатого вала до центра масс корпуса; Zca - расстояние в продольном направлении от оси 1-го цилиндра до центра инерции агрегата; ZCK - расстояние в продольном направлении от оси 1-го цилиндра до центра масс корпуса; Xcsi - расстояние по горизонтали от оси коленчатого вала до центра масс і-го шатуна, где і = 1.. .4; Рис. 2.2. Расчетная схема четырёхцилиндрового двигателя на подвеске Ycsi - расстояние по вертикали от оси коленчатого вала до центра масс і-го шатуна, где і = 1.. .4; Zcsi - расстояние в продольном направлении от оси 1-го цилиндра до центра масс і-го шатуна, где і = 1.. .4; Xcpi - расстояние по горизонтали от оси коленчатого вала до центра масс і-го поршня, где і = 1.. .4; Ycpi - расстояние по вертикали от оси коленчатого вала до центра масс і-го поршня, где і = 1.. .4; Zcpi - расстояние в продольном направлении от оси 1-го цилиндра до центра масс і-го поршня, где і = 1.. .4; Xoj - расстояние по горизонтали от оси коленчатого вала до точек крепления упругих элементов подвески і-ой опоры, где і = 1.. .4; Yoj - расстояние по вертикали от оси коленчатого вала до точек крепления упругих элементов подвески і-ой опоры, где і = 1.. .4; Zoj - расстояние в продольном направлении от оси 1-го цилиндра до точек крепления упругих элементов подвески і-ой опоры, где і = 1.. .4;
Изображенная на рис. 2.1 и рис. 2.2 конструкция имеет семь степеней свободы - ее положение в произвольный момент времени может быть - однозначно-заданоследующими кинематинескимилараметрами: qb q2 и q3 — горизонтальное, вертикальное и продольное смещения центра инерции агрегата; q4 - угол отклонения агрегата в плоскости XoY; q5 - угол отклонения агрегата в плоскости XoZ; q6 - угол отклонения агрегата в плоскости YoZ; q7 - угол поворота коленчатого вала двигателя относительно его продольной оси.
Описание экспериментальной методики исследования колебаний двигателя на режиме холостого хода
Эксперименты были выполнены на двигателе ВАЗ-21083, агрегатированном с коробкой передач ВАЗ-2103. Краткая техническая характеристика двигателя ВАЗ-21083. Тип двигателя - бензиновый, четырехтактный Число и расположение цилиндров - 4, рядное. Диаметр цилиндра/ход поршня - 82/71 мм. Рабочий объем - 1,5 л. Степень сжатия - 9,9. Номинальная мощность 52,6 кВт при частоте вращения коленчатого вала 5600 мин"1. Максимальный крутящий момент 106,4 Н-м при частоте вращения коленчатого вала 3400 мин"1. Масса полностью заправленного двигателя в сборе с маховиком и сцеплением — 96 кг. Масса заправленной коробки передач с картером сцепления - 29 кг.
Схема установки представлена на рис. 3.5. Двигатель с коробкой передач (1) был установлен на резинометаллических опорах ВАЗ-2101 и подсоединён к машине постоянного тока (2), расположенной в боксе №15 ПЛТД МАЛИ. Частота вращения коленчатого вала замерялась тахометром ТЭСА. Для крепления акселерометров (3) модели 4334 фирмы В&К в точках расположения опор двигателя были установлены шпильки перпендикулярно горизонтальной и вертикальной плоскостям силового агрегата.
Основные технические характеристики акселерометра 4334: - акселерометр общего назначения, кабель подключается сверху; - чувствительность по напряжению: 60 мВ/g; - частотный диапазон: 1.. .5000 Гц; - масса: 30 г;
Коаксильным кабелем В&К акселерометры были подсоединены к виброизмерительному прибору (4) производства НП Robotron-Messelektronik, который включает в себя сетевой блок 04 024, 4 интегрирующих усилителя 00 028, индикаторный блок 02 036 и узкополосный фильтр 01 013 в корпусе 04 012.
Основные технические характеристики интегрирующего усилителя 00 028: - диапазон измеряемых частот: 1.. .20000 Гц; - диапазон измерений по перемещению: 0,0032... 100 мм; - входное сопротивление: 500 МОм; - выходное сопротивление: 50 Ом;
Дальнейшая обработка сигнала, сохранение и вывод данных осуществлялись с помощью модуля запоминающего измерительного аналогово-цифрового осциллографа ЛА-НІ0М4 производства ЗАО «Руднев-Шиляев», установленного в персональный компьютер типа IBM PC (5).
Основные технические характеристики платы ЛА-НІ0М4: - количество аналоговых каналов: 2 однополюсных; - диапазон входных сигналов: -5...+5 В; - входное сопротивление: 1 МОм; - тип АЦП: параллельный; - максимальная частота выборки: 50 МГц; - время преобразования: 20 не;
Калибровка аппаратуры осуществлялась до и после каждого цикла испытаний с помощью калибратора 4291 фирмы В&К. Основные технические характеристики калибратора 4291: - частота внутреннего генератора: 79,1.. .80,1 Гц; - пиковая амплитуда, относящаяся к калиброванному выходному сигналу: ускорение 9,8...10,2 м/с ; скорость 19,5...20,5 мм/с; смещение 0,000039...0,000041 м; - искажение: 1%; - температурный диапазон: от -5С до +55С; - питание: от батарей (4 шт.) типа R20 или от внешнего источника постоянного тока (22.. .28 В, 40 мА).
Для экспериментального исследования колебаний двигатель устанавливался на моторный стенд. Необходимость подсоединения к тормозной установке вызвана невозможностью поддержания постоянной средней частоты вращения от источника, закреплённого вместе с двигателем. Для оценки адекватности разработанной модели двигатель - подвеска с учётом особенностей установки на испытательном стенде был проведён следующий эксперимент. С двигателя ВАЗ-21083 были демонтированы поршни и шатуны. Для обеспечения надёжной смазки коренных подшипников коленчатого вала маслоподводящие отверстия шатунных шеек были заглушены. В таком виде двигатель был агрегатирован с коробкой передач и установлен на испытательный стенд. При прокрутке коленчатого вала в диапазоне 350..3000 мин" машиной постоянного тока был произведён замер вертикальных и горизонтальных перемещений точек закрепления передних и задней опор. Для каждого фиксированного значения угловой скорости вращения коленчатого вала определялись значения амплитуд установившихся колебаний, по которым затем строились амплитудно-частотные характеристики, представленные нарис. 3.6...3.8.
Исследование влияния перемещения масс внутри корпуса двигателя на параметры его колебаний
Переменность инерционных характеристик силового агрегата вызывается перемещением масс поршней и шатунов внутри его корпуса, приводящих к изменению положения центра масс и момента инерции.. Ввиду существенного отличия характеров движения поршня и шатуна влияние движения каждого из них рассматривается отдельно.
Оценка влияния сложного плоскопараллельного движения шатунов на инерционные характеристики корпуса ДВС и его колебания на подвеске проводилась путем сравнения расчётных АЧХ двух моделей четрёхцилиндрового рядного двигателя. Одна модель (исходная) полностью учитывала динамические параметры движения шатуна. Другая модель их не учитывала. При моделировании, для исключения влияния динамики движения шатуна, была использована эквивалентная двухмассовая схема, широко применяемая при анализе динамики кривошипно-шатунного механизма. Смысл схемы заключается в разделении массы шатуна на две части, пропорционально расстоянию от центра масс до центров поршневой и кривошипной головок шатуна соответственно. Одна часть общей массы добавляется к массе поршня, другая - к шатунной шейке коленчатого вала (модель 4). Таким образом, сложное плоскопараллельное движения шатуна заменяется простыми (поступательным и вращательным) движениями двух масс. Так как моделирование проводилось для рядного четырёхцилиндрового двигателя с симметричной схемой коленчатого вала, то добавление одинаковых масс к центрам шатунных шеек не приводит к изменению положения центра инерции коленчатого вала и появлению неуравновешенных центробежных сил.
Сравнение АЧХ горизонтального смещения точек крепления опор двигателя модели 4 и исходной модели 1 Амплитудно-частотные характеристики исходной модели и модели 4 практически совпадают, что объясняется симметричным и противоположно направленным движением шатунов. При таком движении шатунов сумма проекций сил инерции на горизонтальную и вертикальную оси равны нулю, при этом положение центра масс агрегата остается неизменным. Изменение момента инерции корпуса, вызванное перемещением шатунов незначительно, ввиду малых угловых смещений шатуна. Незначительные отклонения АЧХ вызваны различиями моментов инерции реального шатуна и замещающей его эквивалентной схемы. Наблюдаемые отличия АЧХ не изменяют характера колебаний, и, следовательно, говорят о незначительном влиянии перемещений шатуна при расчёте динамического поведения рядного четырёхцилиндрового двигателя на подвеске на режимах холостого хода.
Однако для компоновок двигателей, не обладающих аналогичной симметрией движения шатунов и формы коленчатого вала, например, рядного двухцилиндрового двигателя, использование такого подхода вызывает некоторые сомнения. Особенностью компоновочной схемы двухцилиндрового рядного двигателя с углом разворота кривошипов 360 является одновременное движение поршней в одном направлении, что приводит к изменению положения центра масс и присутствию неуравновешенной суммарной силы инерции, вызванной плоскопараллельным движением шатунов. Для исследования влияния этих факторов были проведен расчёт и анализ АЧХ для следующих моделей: модель 1.2. - модель двухцилиндрового рядного двигателя, в которой учитывается реальное, плоскопараллельное движение шатуна; модель 4.2. - модель двухцилиндрового рядного двигателя, в которой реальный шатун заменен эквивалентной двухмассовой схемой.
Для обеих моделей алгоритм расчёта, характеристики и схема закрепления опор аналогичны исходной модели четырёхцилиндрового двигателя. Для уравновешивания сил инерции I порядка использовался механизм Ланчестера, представляющий собой систему двух валов с противовесами, вращающимися в противоположные стороны, с угловой скоростью, равной угловой скорости коленчатого вала. Уравновешивание сил инерции первого порядка проводилось для возможности сравнения параметров колебаний двухцилиндровой модели с аналогичными параметрами четырёхцилиндровой модели, где силы инерции первого порядка самоуравновешены.
Представленные на рис. 4.11.. .4.12 результаты расчётов свидетельствуют о значительном влиянии сложного плоско — параллельного движения шатуна на колебания силового агрегата на подвеске для схемы рядного двухцилиндрового двигателя с углом разворота кривошипов 360. Использование схемы шатуна с двумя разнесёнными массами, одна из которых уравновешивается балансировкой на коленчатом валу, а другая имеет подвижность лишь в вертикальном направлении, исключает перемещение центра масс силового агрегата в поперечном направлении и влияние сил инерции плоскопараллельного движения шатунов. Результат воздействия данных факторов показан на рис. 4.11, где в зарезонансной зоне амплитуды колебаний по сопоставляемым моделям различаются на два порядка. Различия по амплитудам вертикальных смещений (рис. 4.12) также значительны и доходят до 46%.
