автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Снижение вибрационной нагруженности двухцилиндровых двигателей внутреннего сгорания путем применения дополнительных балансировочных валов

На правах рукописи

□ □3 1"70Э 1 1

СНИЖЕНИЕ ВИБРАЦИОННОЙ НАГРУЖЕННОСТИ ДВУХЦИЛИНДРОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ ПУТЕМ ПРИМЕНЕНИЯ ДОПОЛНИТЕЛЬНЫХ БАЛАНСИРОВОЧНЫХ

ВАЛОВ

05.02.18 - "Теория механизмов н машин"

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

г 9 2С03

Москва - 2008 г.

003170911

Работа выполнена в Институте машиноведения им А А Благонравова РАН

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Синев Александр Владимирович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Рыбак Лариса Александровна

доктор технических наук, профессор Карцов Сергей Константинович

Ведущая организация: Федеральное государственное унитарное предприятие НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ЦЕНТР ПО ИСПЫТАНИЯМ И ДОВОДКЕ АВТОМОТОТЕХНИКИ (ФГУП НИЦИАМТ)

Защита состоится "19" июня 2008г в 15°° часов на заседании диссертационного совета Д 002 059 02 в Институте машиноведения им А А Благонравова РАН по адресу 101990, г Москва, Малый Харитоньевский пер, 4

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Института машиноведения им А А Благонравова РАН по адресу г Москва, ул Бардина, 4

Автореферат разослан " ф 2008 г

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук, профессор

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность На водителя автомобиля действует общая вибрация при колебаниях всего автомобиля и местная - от органов управления Колебания передаваемые человеку, вызывают повышенную утомляемость, что приводит к снижению внимания водителя и может привести к ДТП

Исходя из этого, предельные значения уровней вибрации и шума оговорены в различных нормативных актах стран-импортеров и производителей автомобильной техники Выполнение этих норм является обязательным требованием для заводов изготовителей Ввиду жестких требований, предъявляемых нормативными документами к легковым автомобилям по уровню вибрации и шума, возникает проблема снижения их вибронагруженности

Таким образом, разработка эффективных мер по снижению вибронагруженности двигателей относится к одной из важных научно-технических и практических проблем отечественного и зарубежного автомобилестроения, поэтому задача решения этой проблемы является в настоящее время актуальной, что в свою очередь подтверждает актуальность диссертационной работы

Существует два основных способа снижения интенсивности колебаний передающихся от двигателя на корпус мобильной машины Первый представляет собой уравновешивание сил инерции и моментов в двигателе Второй предусматривает установку между двигателем и корпусом машины виброизолирующих устройств (резинометаллических блоков, гидроопор), заключение двигателя в звукоизолирующую оболочку, обработку машины (кузова автомобиля) звукоизолирующими и вибродемпфирующими материалами

В настоящей диссертационной работе рассмотрен первый путь, на котором идет борьба с причиной возникновения вибраций и шума за счет применения механизмов уравновешивания

Цель диссертации Снижение вибрационной нагруженности поршневых двигателей внутреннего сгорания мобильных машин путем применения механизмов уравновешивания

Идея работы заключается в том, что поставленная цель достигается на основе решения следующих основных задач

- обзор типов существующих конструктивных решений для уравновешивания двух- и четырехцилиндровых поршневых двигателей внутреннего сгорания (ДВС),

- исследование кинематических и динамических процессов происходящих

в поршневых ДВС, определение неуравновешенных сил инерции в кривошип-но-шагунном механизме (КШМ),

- исследование пульсаций реактивного момента от сил инерции и давления газов при различных режимах работы двигателя,

- разработка методики расчета массово-геометрических параметров механизма уравновешивания для снижения как вибрационных составляющих сил инерции так и пульсаций реактивного момента,

- разработка методики определения эффективности работы механизма уравновешивания при различных режимах работы двигателя,

- получение экспериментальных данных по применению механизма уравновешивания

Методы исследования:

Решение поставленных в данной работе задач стало возможным благодаря известным достижениям теории механизмов и машин, теоретической механики и теории колебаний и не противоречит их положениям Решение всей цепи поставленных задач стало возможным за счет применения современного программного комплекса МаЛСАБ

Научные положения выносимые па защиту:

- виброактивность силового агрегата определяется основным образом силами инерции и реактивным моментом от сил инерции и давления газов,

- основная гармоника, которая должна быть погашена, зависит от тактно-сти и числа цилиндров двигателя,

- снижение динамической нагруженности многоцилиндрового ДВС мобильных машин применением уравновешивания с помощью балансировочных валов

Научная повита работы•

- рассмотрены двухвальный и одновальный механизмы уравновешивания двухцилиндрового ДВС и разработана методика расчета массово-геометрических параметров двухвального механизма уравновешивания с определением эффективности уравновешивания при различных режимах работы двигателя, разработана методика расчета сил инерции и реактивного момента от сил инерции и давления газов возникающих в рядных ДВС,

- установлено (при помощи разработанной математической модели), что полное уравновешивание реактивного момента от сил инерции и давления газов с использованием двухвального механизма уравновешивания осуществля-

ется только на одной частоте вращения коленчатого вала двигателя (частоте настройки), которая изменяется в зависимости от уровня использования мощности двигателя,

- получены экспериментальные данные по применению механизма уравновешивания, которые показывают эффективность применения механизмов уравновешивания

- сформулированы общие принципы решения проблемы снижения вибрационной нагруженности силового агрегата автомобиля и других мобильных машин за счет установки в их двигатель механизма уравновешивания, что позволяет определить направление дальнейшего развития исследований по данной проблеме

Практическая ценность работы •

- предложены двухвальный и одновальный механизмы уравновешивания двухцилиндровых ДВС, использование которых позволяет снизить вибрационные нагрузки двигателя в определенном диапазоне частот вращения коленчатого вала в несколько раз, разработана методика их расчета,

- разработанная методика определения массово-геометрических параметров двухвального механизма уравновешивания для двигателя (ВАЗ - 1111) может быть применена для определения параметров двухвальных и одновальных механизмов с целью использования в других рядных четырехтактных двухцилиндровых, и двухтактных одноцилиндровых двигателях (бензиновых и дизельных),

- рассмотренные двухвальный и одновальный механизмы уравновешивания могут быть рекомендованы к практическому применению в двигателях отечественных автомобилей и мобильных машин

Реализация результатов работы Рекомендации результатов работы переданы на ОАО «Серпуховский автомобильный завод» От ОАО «СеАЗ» получена справка об использовании результатов работы на этом предприятии

Апробация работы Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались на XVI, XVII, XVIII и XIX конференциях молодых ученых и студентов по проблемам машиноведения «МИКМУС» (г Москва, 2004, 2005, 2006 и 2007 г г, ИМАШ РАН), Девятой международной научно-технической конференции по динамике и прочности автомобиля (г Москва, 2005 г, ИМАШ РАН), VII всероссийской научной конференции «Нелинейные колебания механических систем» (г Н Новгород, 2005 г., ННГУ им

Н И Лобачевского), XV Симпозиуме «Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем» (г Звенигород, 2006 г), II международной конференции «Альтернативные источники энергии для больших городов» (г Москва, 2006 г), 7-ой специализированной выставке «Изделия и технологии двойного назначения Диверсификация ОПК» (г Москва, 2006 г), Всероссийской научно-практической конференции молодых ученых «Российский автопром теоретические и прикладные проблемы механики и машиностроения» (г Москва, 2007 г, ИМАШ РАН)

Публикации По теме диссертационной работы опубликовано 16 печатных работ

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, и списка литературы Объем работы 162 страницы машинописного текста, в том числе 61 рисунок, 5 таблиц и библиографический список из 97 наименований

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении содержится общая характеристика проблемы снижения динамической нагруженности силовых агрегатов мобильных машин Здесь же обосновывается актуальность проводимых исследований, отмечены достижения в решении названной проблемы других авторов (из отечественных ученых -Артоболевский И И, Бруевич Н Г, Вейц В Л, Диментберг Ф М, Прокофьев В Н , Синев А В , Тольский В Е , Фролов К В , Щепетильников В А и др ), определяется цель работы и способы ее достижения, новизна, практическое и научное значение Кроме того, приведены примеры фирм-производителей автомобилей и мотоциклов использующих в ДВС механизмы уравновешивания, среди которых ВАЗ, BMW (установка уравновешивающего механизма в рядный четырехцилиндровый двигатель снизило внутренний шум автомобиля на 10 дБА), Honda, Mercedes-Benz, Mitsubishi, Nissan, Volkswagen, Harley-Devidson, Yamaha и др

В первой главе проведен обзор способов уравновешивания двигателей внутреннего сгорания Рассмотрены конструктивные особенности, принципы работы, достоинства и недостатки механизмов уравновешивания применяемых в четырехтактных двух-, четырехцилиндровых и двухтактных одноцилиндровых ДВС Рассмотрены возможные схемы привода механизмов уравновешивания

Существует два основных способа уравновешивания ДВС

- установка противовесов на коленчатых валах,

- установка балансировочных валов

Первый способ применяется для уравновешивания сил инерции вращающихся масс и моментов от этих сил

Второй способ используется тогда, когда необходимо уравновесить силы поступательно движущихся масс, моменты от этих сил и реактивный момент имеющие номера гармоник первую и выше

Уменьшить силы и моменты действующие в КШМ ДВС и определяющие вибронагруженность двигателя можно проведением нескольких мероприятий

- определение оптимальных угловых положений колен вала и порядка

зажигания;

- снижение массы движущихся частей,

- увеличение длины шатуна

Для уравновешивания четырехтактных четырехцилиндровых рядных ДВС существуют два основных механизма уравновешивания

- механизм по патенту Ланчестера,

- мехинизм по патенту Mitsubishi

Схема Ланчестера (рис 1а) уравновешивает только силы инерции различных порядков и не может устранить реактивный момент Она состоит из двух вращающихся в противоположные стороны балансировочных валов оси которых расположены в горизонтальной плоскости, параллельны оси коленчатого вала и отстоят друг от друга по горизонтали на определенном расстоянии а, которое ограничивается допустимыми размерами блока цилиндров Частота их вращения равна частоте вращения коленчатого вала умноженной на номер гармоники силы инерции, которую (гармонику) необходимо уравновесить На этих валах установлены противовесы, создающие уравновешивающие центробежные силы инерции Fy, вертикальные составляющие которых уравновешивают силы инерции поступательно движущихся масс Ft, а горизонтальные составляющие уравновешивают друг друга

Схема Mitsubishi (рис 16) уравновешивает силу инерции и синусную и косинусную составляющие реактивного момента различных (но одновременно одинаковых между силой и моментом) порядков Частота их вращения равна частоте вращения коленчатого вала умноженной на номер гармоники силы и момента, которую (гармонику) необходимо уравновесить

Эта схема состоит из двух балансировочных валов на которых установлены противовесы создающие уравновешивающие центробежные силы инерции /у Оси валов параллельны оси коленчатого вала и удалены друг от друга по вертикали на расстояние й, а по горизонтали на расстояния а и Ъ от оси коленчатого вала Все эти расстояния определяются расчетом

Вертикальные составляющие центробежных сил инерции обоих валов создают результирующую силу ^ приложенную на расстоянии с, которая уравновешивает силы инерции поступательно движущихся масс ^ и создает на плече с момент уравновешивающий косинусную составляющую реактивного момента Мр Горизонтальные составляющие сил Ру на плече И создают момент уравновешивающий синусную составляющую реактивного момента Мр

На рис 1 номер уравновешиваемых гармоник сил инерции и реактивного момента равен двум

Для уравновешивания четырехтактных двухцилиндровых рядных с углом между кривошипами 0° и двухтактных одноцилиндровых ДВС рекомендуется применять

- двухвальный механизм уравновешивания;

- одновальный механизм уравновешивания

Целесообразность применения данных механизмов обуславливается их малой габаритностью по сравнению с другими из-за нахождения части уравновешивающей массы на коленчатом валу, маховике и шкиве коленчатого вала Эти механизмы способны уравновешивать силы инерции поступательно движущихся масс и реактивный момент только первого порядка

Двухвальный механизм включает в себя коленчатый вал с дополнительной уравновешивающей массой, и соответственно два балансировочных вала (Рис 2а) Балансировочные валы вращаются в одну и туже сторону противоположную вращения коленчатого вала с одинаковой частотой В данной схеме балансировочные валы удалены от коленчатого вала по вертикали на расстояние й, и по горизонтали на расстояния а и Ъ Вертикальные составляющие центробежных сил инерции противовесов балансировочных валов и противовесов коленчатого вала создают результирующую силу приложенную на расстоянии с от оси коленчатого вала, которая уравновешивает силу инерции поступательно движущихся масс первого порядка, и создает на плече с момент, который в свою очередь уравновешивает косинусную составляющую реактивного момента Мр, а горизонтальные составляющие на плече И создают момент

а) по патенту Ланчестера

<5

б) по патенту Mitsubishi

Рис. 1. Механизмы уравновешивания:

Ft - сила инерции поступательно движущихся масс; Мр - реактивный момент; Fy - уравновешивающая сила; со - частота вращения коленчатого вала; 2а> - частота вращения балансировочных валов; F± - результирующая уравновешивающих сил создаваемых противовесами балансировочных валов; a, b, d, h - расстояния определяющие взаимное расположение балансировочных валов; с - расстояние определяющее положение результирующей F¿-.

б) одновальный механизм

Рис. 2. Механизмы уравновешивания:

Fk - сила инерции поступательно движущихся масс; Мр - реактивный момент; Fy - уравновешивающая сила; со - частота вращения коленчатого вала; Fz - результирующая уравновешивающих сил создаваемых противовесами балансировочных валов; a, b, h - расстояния определяющие взаимное расположение балансировочных валов; с - расстояние определяющее положение результирующей Fs.

уравновешивающий синусную составляющую реактивного момента Мр Расстояния а,Ъ и А определяются расчетом

Принцип работы одновального механизма аналогичен двухвальному Во второй главе проведено теоретическое исследование инерционных и газовых сил в механизме четырехтактного двухцилиндрового ДВС на примере двигателя ВАЗ-1111 С целью определения неуравновешенных сил инерции и реактивного момента действующих в данном двигателе произведены кинематический и динамический расчеты Проведено исследование пульсаций реактивного момента от сил инерции и давления газов при различных режимах работы двигателя Определено действие неуравновешенных сил и моментов на неуравновешенность двигателя

На рис. 3 показаны силы действующие на КШМ двигателя, которые в свою очередь могут создавать соответствующие моменты Все они меняются во времени и подразделяются на внешние (передаются на опоры двтателя) и внутренние (замкнуты в двигателе и на опоры не передаются) В соответствии с общепринятым в динамике поршневых двигателей правилом силы инерции трех подвижных звеньев КШМ каждого цилиндра (поршня, шатуна и кривошипа) заменяют в расчетах силами инерции двух приведенных масс

-масса, приведенная к поршню и совершающая (вместе с поршнем) возвратно-поступательное движение,

-масса, приведенная к оси шатунной шейки и вращающаяся вместе с кривошипом

Если бы шатун имел бесконечную длину, то возбуждение создаваемое поступательным движением частей, было бы просто гармонической силой, направленной вдоль оси цилиндра, с частотой в один цикл за оборот коленчатого вала, т е силой инерции первого порядка Однако, вследствие того, что шатун обладает конечной длиной, сила инерции поступательно движущихся масс изменяется не синусоидально, а содержит ряд гармоник, частоты которых выражаются четными целыми числами, кратными числу оборотов двигателя в минуту

Из анализа схем КШМ двигателя ВАЗ-1111 следует, что двигатель ВАЗ-1111 имеет неуравновешенные первые гармоники сил инерции поступательно движущихся масс и реактивного момента

В расчетах значение угла <р принимаем равным 0°, то есть, когда значения сил инерции максимальны

Рис. 3. Силы действующие на КШМ двигателя:

.Р- сила, представляющая собой сумму сил инерции и давления газов, N и Рш-составляющие силы ^ Т и Ъ - составляющие силы Рш,! - длина шатуна, г - радиус кривошипа, Я - плечо приложения силы N , со - частота вращения коленчатого вала, <р - угол поворота кривошипа, /9 - угол отклонения шатуна

п

Частота, 1/мин Рис. 4 Силы инерции

Сила инерции к - го порядка поступательно движущихся масс от г цилиндров определяется по формуле

=г т г аз7Аксо$к(р, (1)

где т - масса поступательно движущихся частей, г - радиус кривошипа,

Л73

ш - угловая скорость вращения коленчатого вала (&! = —), Аь - коэффициент ряда Фурье,

к - порядок уравновешиваемой гармоники (для данного двигателя к = 1).

<р - угол поворота кривошипа На рис 4 показаны зависимости различных сил инерции создаваемых двумя цилиндрами от частоты вращения коленчатого вала п суммарной силы инерции 2У7 (без разложения на гармоники к-го порядка), силы инерции первого порядка .Р/, силы инерции второго порядка ^

Ниже, при расчете моментов, как и при расчете сил значения угла <р принимаются такими, чтобы моменты были максимальны

Уравнение реактивного момента от сил инерции для г цилиндров имеет

вид

М" = т г2й)г

¿<р

Б1П р + аГСБШ

Г 51П (р

С05

агсБШ

( Г 5\п<р

\

\ I

(2)

-(ж) - вторая производная перемещения поршня по углу поворота

где х = г со+ - г'бш2 <р - перемещение поршня (/ - длина шатуна), аср1

коленчатого вала

Уравнение реактивного момента от сил давления газов для г цилиндров записывается в виде

' / N

Г Б1П <р

ЯШ,

М = р (<р)8/ -

+ агсят

/

/'гвтрУ

э эгсбш--

, I I I

(3)

где pjcp) - зависимость силы давления газов в цилиндре от угла поворота коленчатого вала, Sn- площадь поршня Для определения синусной M;JU и косинусной Mtcu гармоник первого порядка реактивного момента от сил инерции, а также синусной Mh, и косинусной Mitt гармоник первого порядка реактивного момента от сил давления газов необходимо соответствующие уравнения реактивных моментов разложить в ряд Фурье и выбрать гармоники первого порядка

Сумма синусных составляющих реактивного момента первого порядка от сил инерции и сил давления газов определяется по формуле

Ми(н) = Ми„(П) + Ми(П), (4)

а сумма косинусных составляющих реактивного момента первого порядка будет равна просто косинусной составляющей от сил давления газов (вследствие малости значения косинусной составляющей от сил инерции)

М,» = Л/,» (5)

Зависимости Mu , М1<и, Л/1й ,Ми, Ми приведены на рис 5. В итоге сумма синусных и косинусной составляющих реактивного момента первого порядка от сил инерции и сил давления газов двухцилиндрового двигателя записывается в виде

Ш, (и) = д/К (и))2 +{м,с(п))г (6)

Эксплуатационный режим работы автомобильного двигателя является неустановившимся, так как нагрузка двигателя непрерывно изменяется Поэтому при анализе работы двигателя не следует ограничиваться изучением только какого-либо одного постоянного режима, а необходимо исследовать работу двигателя на различных режимах

В связи с выше изложенным действие реактивного момента первого порядка £А/, при 20, 35, 50, 80 и 100 процентах использовании мощности двигателя представлено на рис 6

Из анализа зависимостей приведенных на рис 5 и 6 следует, что, во-первых, момент ЕЛ/, (а также его синусные Ми и косинусные М1с составляющие) слабо зависят от частоты п , а во-вторых, этот момент в рабочем диапазоне частот вращения коленчатого вала (850 - 6000 мин"1) сначала увеличивает, а затем уменьшает свое значение

Миг >00 М,„

Ё М™

Ч — _ _

2

I м>

и

М,с

50

1 1 1 1 1

М1!г \>>

ч

- М1с=м/сг /

ф Щ ~ " 1 1 1

1000 2000 3000 4000 5000

Частота, 1/мин

Рис. 5 Составляющие реактивного момента

п

Частота, 1/мин

Рис. 6. Реактивный момент при различных уровнях использования мощности двигателя

Рис. 7. Неуравновешенность двигателя от действия сил инерции и реактивного момента

В процессе проектирования нового двигателя или при решении вопроса о пригодности уже имеющегося двигателя целесообразно предварительно оценить допустимость неуравновешенности для данного двигателя по критериям Каца, Сгечкина и Климова.

На основании этих критериев определена неуравновешенность двигателя от действия сил инерции и реактивного момента различных порядков в процентном соотношении, которая представлена на рис. 7.

В третьей главе предложен двухвальный механизм уравновешивания для двигателя ВАЗ-1111, который будет уравновешивать не только силы инерции первого порядка, но и реактивный момент. Определены массово-геометрические параметры (масса и размеры противовеса каждого вала и расстояние по вертикали и по горизонтали между осями коленчатого и балансировочных валов) этого механизма уравновешивания. Рассмотрена эффективность работы данного механизма уравновешивания в двигателе при различных уровнях использовании мощности двигателя. Проведен расчет приближенного максимального снижения внутреннего шума автомобиля после уравновешивания реактивного момента первого порядка.

Уравновешивающая сила инерции (т.е. равнодействующая вертикальных составляющих центробежных сил создаваемых, балансировочными валами) имеет вид (рис. 8):

= (2т„гп + )°>1 сое<р, (7)

где тп - масса противовеса балансировочного вала, тл - масса противовесов на коленчатом валу, г, - радиус противовеса балансировочного вала, гпк - радиус противовеса коленчатого вала Приравняв правые части уравнений (1) и (7) определим массы противовесов балансировочного и коленчатого валов'

тг А,

2 г„

т г А.

(8)

(9)

Гт

С учетом значений тт,гк,А1 и принимая радиус противовеса балансировочного вала г =11(Г2м и радиус противовеса на коленчатом валу гт = 51СГ2 масса противовеса балансировочного бала будет равна 1,021 кг, а масса противовесов на коленчатом валу будет равна 0,408 кг

Т к силы инерции поступательно движущихся масс как и центробежные силы создаваемые противовесами балансировочных валов прямо пропорциональны квадрату частоты со, то уравновешивание силы инерции первого порядка будет происходить полностью во всем рабочем диапазоне частот вращения (850-6000 мин"1)

Как следует из формулы (7), уравновешивающая сила (а следовательно и уравновешивающие моменты создаваемые этой силой) прямо пропорциональна квадрату частоты п Кроме того, уравновешивающие сила и моменты в рабочем диапазоне частот вращения только увеличивают свои значения В результате получаем, что механизмом уравновешивания невозможно создать моменты, которые по своему значению с противоположным знаком точно повторяли бы синусные и косинусные составляющие реактивного момента Таким образом, полностью уравновесить реактивный момент Ш, можно только на одной частоте, так называемой частоте настройки

Из анализа характеристик шума на расстоянии 0,25 м от двигателя а также общего уровня виброускорений на блоке двигателя ВАЗ-1111 следует, что вибрации и шум двигателя плавно возрастают с увеличением частоты вращения коленчатого вала двигателя и не имеют остро выраженных пиковых нагрузок

В связи с этим необходимо выбрать частоту настройки балансировочных валов на максимальную частоту при которой на высоких оборотах не должно происходить переуравновешивания, когда механизм уравновешивания создает уравновешивающий момент, действующий в одном направлении с реактивным, вследствие чего возникают дополнительные вибрационные нагрузки

Проанализировав частоты настройки в соответствии с вышеизложенными условиями останавливаемся на частоте 4700 мин

Запишем условие равенства синусной составляющей реактивного момента первого порядка Ми уравновешивающему моменту Му! создаваемому центробежными силами противовесов двух балансировочных валов на плече h

М„(«) = М„(и), (10)

Мг(п) = 2т.г.а>гЬ (11)

Тогда расстояние h по вертикали

(12)

Запишем условие равенства косинусной составляющей реактивного момента первого порядка М!с уравновешивающему моменту Мус создаваемому

2000 4000 6000

Частота, 1/мин

Рис. 8. Уравновешивающие

2 К

Е «

S

3'

м„

§ АГ*

2000 4000 6000

Частота, 1/мин Рис. 9. Уравновешивающие моменты

центробежными силами противовесов двух балансировочных валов на плече с

Л/,» = М,» (13)

или

М^(п) = 2т„г„ги2с (14)

Тогда расстояние с по горизонтали

05»

Подставив численное значение частоты настройки п в формулы (12) и (15) получим, что И = 0,041 м, с = 0,01 \м

Действие составляющих уравновешивающего момента представлено на рис 9

Определим эффективность уравновешивания сил инерции и реактивного момента, то есть величину (в процентах) уменьшения силы и момента

Запишем зависимость эффективности уравновешивания силы инерции (силы, которая остается после уравновешивания силы инерции первого порядка) от частоты вращения коленчатого вала

Е] (п) = 100% -

100% (16)

Запишем зависимость эффективности уравновешивания силы инерции первого порядка от частоты

Е, (п) = 100% -

100% (17)

Щ(п)

Запишем зависимость эффективности уравновешивания реактивного момента первого порядка ГА/, от частоты вращения коленчатого вала при различных уровнях использовании мощности двигателя

£» = 100%-

100% (18)

Зависимости £Дл), Ег (п), Ея(п) приведены на рис 10- 12

Из анализа зависимостей приведенных на рис 10 и 11 следует, что сила инерции поступательно движущихся частей двух цилиндров в двигателе ВАЗ-1111 во всем рабочем диапазоне оборотов коленчатого вала уравновешивается механизмом уравновешивания на 77%, оставшиеся 23% это силы инерции второго порядка

%

М< т-.

>. Ег

СП

77 3

77 25

77 2

%

100 05

Еп

99 95 -

99 9 -

Частота, 1/мин

Частота, 1/мин

Рис. 10. Эффективность уравновешивания сил инерции

Рис. 11. Эффективность уравновешивания сил инерции первого порядка

% Ч»

1000 2000 3000 4000 5000 6000

Частота, 1/мин

Рис. 12. Эффективность уравновешивания реактивного момента при различных уровнях использования мощности двигателя

Из анализа зависимостей приведенных на рис 12 следует, что в случае применения двухвального механизма уравновешивания, реактивный момент как уже было сказано не уравновешивается полностью во всем диапазоне рабочих частот двигателя, а только на частоте настройки (зависимость ■£,„("))> которая изменяется в зависимости от уровня использования мощности двигателя

Экспериментальные данные показывают, что внутренний шум автомобиля с двигателем ВАЗ-1ШЗ оснащенным механизмом уравновешивания аналогичным механизму Ланчестера уменьшился на определенных режимах работы двигателя на 5 дБ(А) То есть уравновешивание сил инерции первого порядка в двигателе ВАЗ-11113 привело к снижению внутреннего шума автомобиля

При установке в двигатель ВАЗ-11ПЗ рекомендуемого двухвального механизма уравновешивания в двигателе будут уравновешены не только силы инерции, но и реактивный момент первого порядка (который так же как и силы инерции первого порядка главным образом определяет общую неуравновешенность двигателя)

С учетом безразмерных критериев по определению неуравновешенности двигателя полученных во второй главе приближенное максимальное снижение уровня внутреннего шума в результате уравновешивания как сил инерции так и реактивного момента первого порядка равно Д1=12 дБ(А)

Результатом уравновешивания реактивного момента в двигателе ВАЗ-11113 послужит максимальное снижение внутреннего шума автомобиля СеАЗ-11113 на 7 дБ(А)

В четвертой главе изложены данные по экспериментальному исследованию снижения шума путем применения механизма уравновешивания в ДВС на примере двигателя ВАЗ-11113 автомобиля «ОКА» Описаны объекты испытаний, средства измерений, методика проведения и результаты испытаний

Произведена оценка положительного эффекта применения механизма уравновешивания в двигателе

Цель испытаний проведение исследований внутреннего шума автомобилей СеАЗ-ИПЗ, СеАЗ-Ш13(01) на соответствие требованиям ГОСТ Р 516162000 для определения положительного эффекта от применения механизма уравновешивания в двигателе ВАЗ-11113

При проведении испытаний на соответствие транспортного средства предписаниям ГОСТ Р 51616-2000 использовались автомобили СеАЗ-11113 и СеАЗ-

Скорость автомобиля, км/ч

Рис. 13. Уровни шума в точке 1

Точка 1 - передний ряд сидений (у сидения водителя).

Скорость автомобиля, км/ч

Рис. 14. Уровни шума в точке 2

Точка 2 - второй ряд сидений.

11113(01)

Двигатель автомобиля СеАЗ-11113 оборудован механизмом уравновешивания Схема механизма уравновешивания аналогична используемой в двигателях автомобилей «Дайхатсу Куоре» и «Субару Рекс» (уравновешивает только силы инерции первого порядка) По сравнению с методом Ланчестера в этом механизме отсутствует паразитная шестерня привода балансировочных валов

В двигателе автомобиля СеАЗ-11113(01) механизм уравновешивания отсутствует

Максимальная разница результатов замеров внутреннего шума при разгоне автомобиля на третьей передаче при частотах вращения коленчатого вала двигателя от щ=2520 мин'1 до п^-5040 мин 1 составляет 5,0 дБ(А)

При анализировании результатов замеров внутреннего шума при движении автомобиля с постоянными скоростями на четвертой передаче (рис 13, 14) видно что с увеличением скорости автомобиля и соответственно с увеличением частоты вращения коленчатого вала двигателя растет разница Д в уровнях шума которая достигает максимального значения при движении автомобиля со скоростью 120 км/ч и составляет 5 дБ(А)

Можно сказать, что с увеличением неуравновешенных сил инерции первого порядка в двигателе автомобиля СеАЗ-11113(01) (в котором отсутствует механизм уравновешивания) растет и уровень шума

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В соответствии с поставленными в диссертации задачами и выполненными исследованиями получены следующие результаты

1 В работе проведен обзор типов существующих конструктивных решений для уравновешивания двух- и четырехцилиндровых поршневых двигателей внутреннего сгорания Проанализированы преимущества и недостатки применяемых конструкций

2 Разработана методика расчета массово-геометрических параметров двухзального механизма уравновешивания, методика расчета неуравновешенных сил инерции и реактивного момента от сил инерции и давления газов возникающих в рядных двигателях внутреннего сгорания, методика определения эффективности их уравновешивания при различных режимах работы двигателя,

3 Сила инерции первого порядка поступательно движущихся частей двух

цилиндров в двигателе ВАЗ - 1111 уравновешивается полностью (100%) во всем рабочем диапазоне частот вращения коленчатого вала

4 Реактивный момент от сил инерции и давления газов при использовании двухвального механизма в двигателе ВАЗ - 1111 не уравновешивается полностью во всем диапазоне рабочих частот двигателя, а только на частоте настройки, которая изменяется в зависимости от уровня использования мощности двигателя

5 Настройка механизма уравновешивания (как показали расчеты) может производиться на любую частоту рядного четырехтактного двухцилиндрового или двухтактного одноцилиндрового двигателя причем, этот двигатель может быть как бензиновым так и дизельным

6 При настройке двухвального механизма уравновешивания на частоты не превышающие 4700 минв двигателе ВАЗ - 1111 будет происходить переуравновешивание реактивного момента первого порядка (в определенном диапазоне)

7 Получены данные в результате экспериментального исследования снижения шума путем применения механизма уравновешивания в ДВС на примере двигателя ВАЗ-11113 автомобиля «ОКА», которые показали снижение внутреннего шума автомобиля до 5 дБ(А)

8 Прогнозируемое максимальное снижение уровня внутреннего шума автомобиля СеАЗ-11113 после уравновешивания реактивного момента первого порядка составляет 7 дБ(А)

9 Сформулированы общие принципы в подходе к решению проблемы снижения вибрационной нагруженности автомобиля и других мобильных машин, что позволяет определить направление дальнейшего развития исследований по данной проблеме

Основные положения диссертационной работы опубликованы в следующих научных трудах:

1. П В Маков, М С Хайдакин Повышение эффективности уравновешивания рядного двухцилиндрового двигателя внутреннего сгорания // Тезисы докладов XVI Международной Интернет-конференции молодых ученых и студентов по проблемам машиноведения (МИКМУС-2004), - М. Изд-во ИМАШ РАН, 2004 -С 106

2 П В Маков, М С Хайдакин Анализ схем динамического поведения урав-

новешивающих механизмов двигателя внутреннего сгорания // Материалы IX международной научно-технической конференции по динамике и прочности автомобиля, - M Изд-во МГТУ «МАМИ», 2005 - С 193

ЗАВ Синев, П В Маков, M С Хайдакин Снижение динамической нагру-женности двигателя внутреннего сгорания за счет применения дисбалансных валов // Труды VII всероссийской научной конференции «Нелинейные колебания механических систем», - H Новгород Изд-во ННГУ, 2005 - С 376

4 А V Siniov, M S Khaidakin Reduction of vibrations of ICE with the help of apphcatmg mechanisms of equilibration // Journal of Vibroengineering, Vibiome-chanica, Vilnius, Lithuania 2005 octjber/december, Volume 7, Number 4, p 13

5 M С Хайдакин, П В Маков Снижение вибрационной нагруженное™ поршневых двигателей внутреннего сгорания с помощью применения механизмов уравновешивания // Тезисы докладов XVII Международной Интернет-конференции молодых ученых и студентов по проблемам машиноведения (МИКМУС-2005),- M Изд-воИМАШ РАН, 2005 -С 31

6 M С Хайдакин, П В Маков Снижение вибрационной нагруженное™ поршневых двигателей внутреннего сгорания с помощью применения механизмов уравновешивания // Избранные труды XVII Международной Интернет-конференции молодых ученых и студентов по проблемам машиноведения (МИКМУС-2005), - M Изд-во ИМАШ РАН, 2006 - С 28

7 П В Маков, M С Хайдакин Снижение вибрационной нагруженное™ поршневых двигателей внутреннего сгорания с помощью применения механизмов уравновешивания II Проблемы машиностроения и надежности машин №3, M Изд-во «Наука», 2006 - С 95

8 M С Хайдакин Оценка эффективности снижения динамической нагруженное™ поршневых двигателей внутреннего сгорания за счет применения механизмов уравновешивания // Сборник трудов XV Симпозиума «Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем», M - Звенигород Изд-во ИМАШ РАН, 2006 -С 312

9 В В Козляков, А В Синев, M С Хайдакин Поршневые двигатели на водороде с уравновешивающими валами // Сборник трудов XV Симпозиума «Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем», M - Звенигород Изд-во ИМАШ РАН, 2006 - С 142

10 В В Козляков, А В Синев, M С Хайдакин Проблемы компенсации сил инерции в поршневых двигателях на водороде // Тезисы докладов II междуна-

родной конференции «Альтернативные источники энергии для больших городов», М Изд-во Прима-Пресс-М, 2006 - С 19

11 В В Козляков, А В Синев, М С Хайдакин Поршневые двигатели на водороде с уравновешивающими валами // Сборник научных трудов и инженерных разработок 7-ой специализированной выставки «Изделия и технологии двойного назначения Диверсификация ОПК», М Изд-во ИМАШ РАН, 2006 С 130

12 М С Хайдакин Математическое моделирование процесса работы балансировочных валов в ДВС // Материалы XVIII Международной Интернет-конференции молодых ученых и студентов по проблемам машиноведения (МИКМУС-2006), - М Изд-во ИМАШ РАН, 2006 - С 76

13 Синев А В , Маков П В , Кочетов О С , Хайдакин М С , Зубова И10 , Куплинова ГС, Пашков А И Патент на полезную модель №61794 от 10 03 2007г «Устройство уравновешивания четырехтактных двигателей внутреннего сгорания»

14 М С Хайдакин Математическое моделирование процесса работы балансировочных валов в ДВС // Избранные труды XVIII Международной Интернет-конференции молодых ученых и студентов по проблемам машиноведения (МИКМУС-2006), - М Изд-во ИМАШ РАН, 2007 - С 57

15 М С Хайдакин Расчет и анализ механизмов уравновешивания ДВС // Материалы Всероссийской научно-практической конференции молодых ученых «Российский автопром теоретические и прикладные проблемы механики и машиностроения», М Изд-во ИМАШ РАН, 2007 С 130

16 М С Хайдакин Расчет и анализ работы балансировочный валов в ДВС // Материалы XIX Международной Интернет-конференции молодых ученых и студентов по проблемам машиноведения (МИКМУС-2007), - М Изд-во ИМАШ РАН, 2007 - С 77

Типография ИМАШ РАН, г Москва, М Харитоньевский пер , 4 Зак № 21 -реф от 6 05 2008 тир 120 экз

Условные обозначения и сокращения.

Введение.

Глава 1. Обзор конструктивных решений, применяемых для снижения вибрационной нагруженности ДВС.

1.1. Способы уравновешивания ДВС.

1.2. Использование дополнительных балансировочных валов для 4-х цилиндровых 4-х тактных ДВС.

1.2.1. Механизм Ланчестера.

1.2.2. Механизм Mitsubishi.

1.3. Использование дополнительных балансировочных валов для 2-х цилиндровых 4-х тактных и одноцилиндровых двухтактных ДВС.

1.3.1. Двухвальный механизм.

1.3.2. Одновальный механизм.

1.4. Привод механизмов уравновешивания.

Выводы.

Глава 2. Теоретическое исследование инерционных и газовых сил в механизме 2-х цилиндрового 4-х тактного ДВС.

2.1. Начальные данные для исследования.

2.2. Кинематика кривошипно-шатунного механизма.

2.3. Динамика кривошипно-шатунного механизма.

2.3.1. Общие сведения.

2.3.2. Давление в цилиндре действующее на поршень.

2.3.3. Движущая сила в КШМ.

2.3.4. Приведение масс движущихся деталей КШМ.

2.3.5. Силы и моменты от сил инерции вращающихся масс в КШМ.

2.3.6. Силы и моменты от сил инерции поступательно движущихся масс в КШМ.

2.3.7. Крутящий и реактивный моменты в КШМ ДВС.

2.4. Критерии допустимой неуравновешенности двигателей.

Выводы.

Глава 3. Методика расчета и оценки эффективности работы двухввального механизма уравновешивания.

3.1. Уравновешивание сил инерции поступательно движущихся масс в КШМ.

3.2. Уравновешивание реактивного момента.

3.3. Определение габаритных размеров противовесов балансировочных валов.

3.4. Эффективность работы механизма уравновешивания.127,'

3.5. Определение снижения внутреннего шума автомобиля с примененным двухвального механизма уравновешивания в двигателе.

Выводы.

Глава 4. Экспериментальное исследование снижения шума путем применения механизма уравновешивания в ДВС на примере двигателя ВАЗ-11113 автомобиля «ОКА».

4.1. Цель испытаний.

4.2. Объект испытаний.

4.2.1. Автомобиль СеАЗ-11113.

4.2.2. Автомобиль.СеАЗ-11113(01).

4.3. Средства измерений и регистрации.

4.4. Условия проведения испытаний.

4.5. Методы измерения шума.

4.6 Измерение шума при разгоне.

4.7. Измерение шума при движении автотранспортного средства с постоянной скоростью.

4.8 Измеряемые значения.

4.9 Результаты испытаний.

4.9.1. Оценка результатов испытаний автомобиля СеАЗ-11113.

4.9.1.1. Измерение шума при разгоне.

4.9.1.2. Измерение шума при движении автотранспортного средства с постоянной скоростью.

4.9.2. Оценка результатов испытаний автомобиля СеАЗ

11113(01).

4.9.2.1. Измерение шума при разгоне.

4.9.2.2. Измерение шума при движении автотранспортного средства с постоянной скоростью.

4.9.2.3. Замечания выявленные при проведении испытаний.

4.10. Анализ результатов испытаний.

Выводы.

На водителя автомобиля действует общая вибрация при колебаниях всего автомобиля и местная - от органов- управления. Колебания передаваемые человеку, вызывают повышенную утомляемость, что приводит к снижению внимания водителя и может привести к ДТП.

Исходя из этого, предельные значения уровней вибрации и шума оговорены в различных нормативных актах стран-импортеров и производителей автомобильной техники. Выполнение этих норм является обязательным требованием для заводов изготовителей. Ввиду жестких требований, предъявляемых нормативными документами к легковым автомобилям по уровню вибрации и шума, возникает проблема снижения их вибронагруженности [27].

Одним из основных источников шума и вибраций автомобильного и промышленного транспорта, сельскохозяйственной и дорожно-строительной техники является их энергетическая установка, в качестве которой' используется, в основном, двигатель внутреннего сгорания (ДВС) [38].

Таким образом, разработка эффективных мер по снижению вибронагруженности двигателей относится к одной из важных научно-технических и практических проблем отечественного и зарубежного автомобилестроения, поэтому задача решения этой проблемы является в настоящее время актуальной, что в свою очередь подтверждает актуальность диссертационной работы. Однако решение осложняется тем, что на автомобилях применяются двигатели с не полностью уравновешенными силами инерции движущихся масс кривошипно-шатунного механизма (КТТТМ) и с повышенной,неравномерностью крутящего момента. Неуравновешенность этих сил и неравномерность крутящего момента являются двумя основными причинами колебаний силового агрегата связанных с его работой [82].

Существует два основных способа снижения интенсивности колебаний передающихся от двигателя на корпус мобильной машины. Первый представляет собой уравновешивание сил инерции и реактивного * момента путём установки в двигатель дополнительных валов с противовесами. Второй предусматривает установку между двигателем и корпусом машины виброизолирующих устройств (резинометаллических блоков, гидроопор), заключение двигателя в звукоизолирующую оболочку, обработку машины (кузова автомобиля) звукоизолирующими и вибродемпфирующими материалами.

В настоящей диссертационной работе рассмотрен первый путь, на котором идёт борьба с причиной возникновения вибрации, и шума» (неуравновешенностью сил инерции и неравномерностью крутящего момента) за счёт применения механизмов уравновешивания.

Задачи анализа неуравновешенных сил в поршневых- машинах и их уравновешивания давно уже стали классическими в теории механизмов и машин и имеют принципиальное значение для развития ДВС, поршневых компрессоров, насосов и других машин [11, 19, 46, 59, 61, 84, 94, 96].

В отечественной литературе основы теории уравновешивания механизмов были заложены в работах академиков Артоболевского И.И. [6-8] и Бруевича Н.Г. [11], которые в дальнейшем получили своё развитие в области уравновешивания плоских и пространственных механизмов [18, 50, 60,' 72], поршневых машин и механизмов с переменными параметрами [9] и несимметричными звеньями.

Вопросами определения центра масс механизмов в связи с задачей их уравновешивания, статического и динамического уравновешивания механизмов с симметричными и несимметричными звеньями, балансировки коленчатых валов, а также рассмотрением принципов приближённого динамического уравновешивания механизмов занимался Щепетильников

В.А. [95-97].

Задачи определения влияния фазового взаимоотношения между дисбалансом двигателя на вибронагруженность грузового автомобиля, исследования вибраций кузова автомобиля, вызываемых работой двигателя, методы исследования колебаний силового агрегата автомобиля и результаты экспериментальной оценки этих колебаний, а также задачи уменьшения вибрации двухцилиндровых автомобильных двигателей при применении уравновешивающего механизма, анализа влияния агрегатов и систем» автомобиля на образование шума и исследования колебаний силового-агрегата автомобиля, рассмотрены Тольским В.Е. [57, 68, 82-85].

В 1965 году Синёвым А.В. (научным руководителем данной диссертации) в лаборатории динамической прочности деталей машин. Государственного научно-исследовательского института машиноведения была закончена работа над диссертацией на соискание учёной степени кандидата технических наук "Кинематический и силовой анализ пространственных механизмов аксиально-поршневых насосов и гидромоторов " под научным руководством профессора, доктора, технических наук Диментберга Ф.М. [74]. Её целью является подробное выполненное на примере насоса и гидромотора исследование динамики и кинематики механизмов с анализом действующих в механизме сил и источников вибрационного возбуждения с тем, чтобы дать возможность выбора и создания механизмов, обладающих повышенными рабочими параметрами, повышенной надёжностью при пониженном уровне вибраций и шума. Особенность данного исследования* состоит в том, что изучаются комплексно кинематика и динамика механизма, возникающие в нём вибрации, а также ставятся новые условия балансировки.

В том же году вышли две статьи: "К вопросу о влиянии формы диаграммы изменения давления под поршнем на характер сил, действующих на подшипники, корпус и фундамент в аксиально-поршневых гидромашинах" (авторы Мазырин А.И., Синёв A.B.) [52] и "О некоторых особенностях балансировки аксиально-поршневых гидромашин" (автор Синёв A.B.) [73]. В первой исследуется характер действия сил давления жидкости в гидромеханизме на подшипники, корпус и фундамент машины в, зависимости от диаграммы изменения давления под поршнем ^ при суммировании сил по всем цилиндрам блока аксиально-поршневой машины. Из полученных результатов следует, что полное устранение динамических нагрузок на подшипники, корпус и фундамент может дать синусоидальная диаграмма,изменения давления под поршнем. Во второй проводятся анализ сил инерции и неуравновешенностей механизмов с аксиальным и вращательным движением и разработка специальных балансировочных стендов для балансировки этого типа гидравлических машин. Из этого анализа следует, что неуравновешенность механизмов с аксиальным и вращательным движением состоит из неуравновешенности вращающихся и аксиально движущихся частей и неуравновешенности вращающегося ротора, а устранение осевого усилия и динамических пар с частотой, равной удвоенной частоте оборотов, может быть достигнуто установкой четырёх грузов на аксиально-движущиеся детали.

В диссертации Кивиладзе Н.В. "Исследование способов уравновешивания чаесборочных и чаеподрезочных аппаратов" (научный руководитель - доктор технических наук, профессор Тавхелидзе Д.С.) [45] рассмотрены вопросы уравновешивания сил инерции чаесборочных и чаеподрезочных аппаратов и практические примеры конструктивного выполнения схем уравновешивания сил инерции- этих аппаратов, подобран метод динамического- анализа в зависимости от кинематических схем и геометрии масс.

В ИМАШ РАН под руководством академика Фролова К.В. проводилась работа по определению источников вибрации и шума аксиально-поршневых гидромашин [47]. Работа проводилась совместно с

Центральным научно-исследовательским институтом автоматики и гидравлики. В ней принимали участие Синёв A.B., Ворончихин Ф.Г., Гельман A.C., Фурман Ф.А.

Рассмотренные диссертации и работа под руководством Фролова К.В. имеют некоторую аналогию с настоящим исследованием.

Работы по рассмотрению теоретических и экспериментальных методов анализа номинальных, а также случайных составляющих сил инерции, давления газов и моментов, связанных с отклонениями параметров КШМ-й индикаторного процесса, рассмотрению спектральных плотностей" номинальных и остаточных сил инерции, сил давления газов и моментов от них, характеризующие динамику работы на различных режимах нагрузок, и частот вращения вала двигателя с учётом продолжительности. работы в разных диапазонах нагрузок и частот проведены Григорьевым Е.А. [19, 20].

Вопросы кинематики и динамики КТТТМ, его балансировки, кинематики и динамики систем газораспределения; крутильных, изгибных и продольных колебаний коленчатых валов, колебаний деформируемого двигателя в целом и его систем рассмотрены Чистяковым В.К. [93].

В работах Вейца B.JI. и Кочуры А.Е. рассмотрены вопросы динамической схематизации силовой функции ДВС, динамики ДВС и машинных агрегатов с ДВС, структурных преобразований динамических моделей машинных агрегатов с сосредоточенными, параметрами, а также рассмотрен метод определения собственных спектров составных упругих систем и вопросы динамики ДВС [12-16].

Геометрия реверсивной аксиально-поршневой бескарданной гадромашины, кинематические связи в бескарданных аксиально-поршневых гидропередачах рассмотрены в научных трудах Прокофьева В.Н. и Синёва A.B. [66, 67].

Из зарубежных авторов необходимо отметить труды Бицено К.Б. и Грамеля в которых проводится расчёт реактивных сил и моментов возникающих в ДВС имеющих различные схемы КШМ, изучаются-вопросы уравновешивания этих сил и моментов, даётся анализ схем уравновешивающих механизмов и их расчёт [10], а также работы английского учёного Кер Вильсона, посвящённых динамическим процессам происходящих в ДВС, их уравновешиванию и вопросам вибрации коленчатого вала [40-44].

Вопросами динамики ДВС и их уравновешивания занималось и продолжает заниматься в настоящее время Общество автомобильных инженеров (SAE - Societi of Automotive Engeneers) [26].

Изучению поведения нелинейных систем в разное время было посвящено весьма много работ, которые значительно расширяют познания в этой области. Огромную^ роль в этом отношении играют работы отечественных учёных Мандельштама Л.И. и Папалекси Н:Д. [56], в которых созданы методы решения нелинейных задач и обследованы различные нелинейные системы [76].

Кроме того, вопросам колебаний посвящены труды таких российских учёных как Андронова А.А. и Хайкина С.Э. [4], Диментберга Ф.М., Шаталова К.Т. и Гусарова А.А. [25], Лурье И.А. [51], Неймана И.Ш. [59], Теодорчика К.Ф. [78], Терских В.П. [80], весьма содержательный сборник "Динамика и прочность коленчатых валов" института машиноведения Ак. Наук СССР, 1948 [69] и др., а также работы зарубежных учёных, таких как Бицено и Грамель [10], Ден Гартог [24], Кер Вильсон [40, 44], Морз Ф. [58], инженеров SAE [26] и др.

В настоящее время во всем мире происходит развитие автомобилей особо малого класса категории Mj и миниавтомобилей, для управления которыми не требуется наличия водительского удостоверения. Все больше и больше насыщаются города мототехникой: мотоциклами, мопедами, скутерами. В активном отдыхе человек все чаще и чаще применяет квадроциклы, водные мотоциклы, моторные лодки и снегоходы.

Очень часто для вышеперечисленной техники применяют четырехтактные двух цилиндровые двигатели внутреннего сгорания, примерами таких автомобилей служат: СеАЗ-11ПЗ «ОКА» с объемом двигателя 0,75л; Fiat 500 с 0,9-литровым турбированным двухцилиндровым двигателем; германская компания Loremo разрабатывает ультраэкономичный- автомобиль, который будет оснащен двухцилиндровым турбодизелем . мощностью 20 л.с., вес которого составит всего 450 -килограмм. Производством аналогичных двигателей для установки на*, малолитражные автомобили и мототехнику занимаются: Lamborghini' (бензиновый 2-цилиндровый двигатель объемом 0,505 л, мощностью 28 л.с.), Weber motor (двухцилиндровый, турбированный двигатель, мощностью 140 л.с.), Gomecsys (разработки двухцилиндровых двигателей нового поколения с изменяемыми фазами газораспределения), Kubota (выпускает для. французской автомобильной компании Aixam-Mega двухцилиндровые дизели объемом 0,4 л (5,4 л.с., 14 Нм)).

В мототехнике широкое распространение получили одноцилиндровые двухтактные двигатели, которые имеют ряд преимуществ по сравнению- с четырехтактными: имеют более низкую себестоимость, обладают более высокой удельной мощностью, имеют малые габариты и просты в обслуживании-. И при своих недостатках таких как обладающие более низкой топливной экономичностью, более шумные, имеющие меньший ресурс они завоевали нишу не только маломощной мототехники, но и нишу ручных машин с ДВС (бензопилы, газонокосилки, ручная строительная техника и т.д.), стационарных маломощных бензиновых и, дизельных генераторов электрического тока, сельскохозяйственной техники (мотоблоки, трактора с ДВС малого объема).

Рассмотрим схемы КШМ применяемых двигателей в отечественных и зарубежных автомобилях категории Mi и мототехнике, а так же силы и моменты действующие в этих схемах (таблица 1). В первой схеме так же как и во второй остаются неуравновешенными силы инерции поступательно движущихся и вращающихся масс КШМ первого; второго, четвёртого; ., к— го порядка, и реактивный момент первого, второго, третьего,. ., к - го порядка. Данные схемы имеют однообразные неуравновешенные силы и моменты, поэтому рассмотрев одну из схем можно будет иметь представление и о другой.

Для проведения исследований, разработки математической модели и получения экспериментальных данных выберем схему КШМ рядного двухцилиндрового четырехтактного двигателя.

В качестве объекта имеющего такую схему КШМ (вторая схема таблицы1) выберем рядный> четырёхтактный двухцилиндровый бензиновый двигатель ВАЗ — 1111* Волжского$ автомобильного завода, устанавливаемый,на автомобили семейства "ОКА".

Для'уравновешивания сил инерции в, зарубежном автомобилестроении, используется схема уравновешивания Ланчестера [63] . Ярким примером/с ' установкой балансировочных валов, в. блоке цилиндров служит четырехтактный четырехцилиндровый, двигатель 2.7-L2TR-FE производства! Toyota 2006г. (рис. 1)[34], компания Volkswagen ycтaнáвливaeт. балансировочные валы в масляный картер рядного, четырехцилиндрового двигателя 16-valve 2.0 FSI предназначенного для автомобилей Golf пятого поколения, Голландская- фирма Gomecsys производит разработки, четырехтактных двухцилиндровых двигателей нового поколения с установкой балансировочных валов в головке блока цилиндров (рис.2) [33]. Японская компания? Honda при разработке своего последнего двигателя, i-VTEC 2.0 для модели Civic применила балансировочные валы< (по. данным инженеров этой компании механизм уравновешивания» снизил эффективную мощность двигателя на 2,5%)[31]. Аналогичными примерами служитат рядные четырёхтактные четырёхцилиндровые двигатели немецкой фирмы BMW - автомобиль BMW "745i" (модель 2002 года) и немецкой фирмы

Таблица 1

Схема КШМ двигателя

Силы и моменты 1-го порядка

Силы и моменты 2-го порядка

Реактив — ный момент т

А1

1I

2 такта, 1 цилиндр, 1 кривошип

ЯРп = Рп / Ш = ЕМп= о п — Гп I шп = о

12 3

Л. } Л* у ш-} у • • • порядка

МР к= мрк{ т И

Т " Т

Рядный, 4 такта, 2 цилинра, 2 кривошипау 0е И в ~ в I хм,-шп= о ш„ = о

1 у 2, Зу • • • порядка

Мрк= 2Мрк1

Mercedes Benz - автомобиль Mercedes Benz "E 220 CDI" (модель 2002 года)). Причём, по информации фирмы BMW, установка уравновешивающих валов по схеме Ланчестера в современный (модель 2002 года) рядный четырёхтактный четырёхцилиндровый бензиновый двигатель позволила снизить его шум на 10 дБ(А). Кроме того, этот двигатель также хорошо* уравновешен, как и V-образный восьмицилиндровый двигатель этой фирмы [29].

Для уравновешивания в этой схеме КШМ сил инерции и реактивного момента имеющих второй порядок используются- схемы, которые отличаются от схемы Ланчестера тем, что оси уравновешивающих валов смещены друг от друга и от оси коленчатого вала в различных плоскостях и на различные расстояния [3, 64] (например, в> рядных четырёхтактных четырёхцилиндровых двигателях японской фирмы Mitsubishi (рис.3) устанавливаемых на такие модели этой фирмы как "Galant", "Lanser", "Padjero" и итальянского концерна Fiat - автомобили Fiat "Croma" и Lancia "Dedra") [28,30-37].

Для уравновешивания производимых четырехтактных двухцилиндровых двигателей Weber motor применяет одновальный механизм уравновешивания установленный в блоке цилиндров (рис. 4.).

Различные схемы уравновешивания ДВС используют и многие другие зарубежные авто и мотопроизводители. Это такие фирмы, как Alfa-Romeo (модель "156" с рядным четырёхтактным четырёхцилиндровым двигателем1 со схемой уравновешивания как у Fiat), Audi (автомобили моделей "A4" с рядным четырёхтактным четырёхцилиндровым двигателем и "А8" с V-образным четырёхтактным шестицилиндровым двигателем с углом развала цилиндров 90°), уже упоминавшиеся BMW (мотоцикл "F 650 GS", который оснащается четырёхтактным одноцилиндровым двигателем) и Mercedes Benz (автомобиль Mercedes Benz "AMG", который оснащается V-образным четырёхтактным шестицилиндровым двигателем), Honda (автомобиль модели "Legend" с V-образным четырёхтактным шестицилиндровым двигателем и мотоцикл "СВХ 1100 XX" с рядным четырёхтактным четырёхцилиндровым двигателем), Jeep (модель "Cherokee" с V-образным четырёхтактным шестицилиндровым двигателем с углом развала цилиндров 90°), Nissan (модель "Primera" с рядным четырёхтактным четырёхцилиндровым двигателем) ОреЬ (модель "Omega" с рядным четырёхтактным четырёхцилиндровым двигателем), Peugeot (модель "607" на которой установлен рядный четырёхтактный четырёхцилиндровый двигатель), Saab-(модель 2002 года "9-3 Sport"), Volkswagen (модели "Lupo" и "Polo" с рядными четырёхтактными трёхцилиндровыми двигателями и "Passat" с W-образным четырёхтактным восьмицилиндровым двигателем), мотоциклетные фирмы Yamaha (мотоцикл модели "FGR 1300"), Husqvarna1 (модель "ТЕ 410 Е Dual Purpose" с четырёхтактным одноцилиндровым двигателем), Тгштр11.(модель "Bonneville" с V-образным двухцилиндровым двигателем), Априлия (модель "RST 1000 Futura" на которой установлен V-образный двигатель с углом развала цилиндров 60°) [28, 30 - 37]. Необходимо отдельно сказать о мотоцикле фирмы Harley-Davidson модели Softal Deuce. У него V-образный четырёхтактный двухцилиндровый двигатель с воздушным охлаждением установлен на раме без резиновых подушек благодаря балансировочным валам [36].

В отечественном автомобилестроении уравновешивающие валы (выполненные по схеме Ланчестера) используются только в рядном четырёхтактном двухцилиндровом бензиновом двигателе устанавливаемом на автомобиле особо малого класса ВАЗ-1111 "ОКА".

С целью уменьшения- внешнего шума излучаемого- автомобилем «ОКА» с двигателем BA3-11113 ОАО «НТЦ-СЕРВИС» (г.Тольятти) были проведены исследования и доводка автомобиля. В результате исследований были получены неудовлетворительные результаты замеров внешнего шума по ГОСТ Р 41.51-2004 (Правила ЕЭК ООН № 51). Общий уровень внешнего

Dual counter-rotating balance shafts reside in the 2TR~FE's iron block with a new quieter drive system.

Phc. 1 X

Phc. 2,

Phc. 3»

Engine management system/emissions according ta EU3/EU4

Reversible cylinder head fur best possible flexibility in engine compartment patkaye

Turbocharger (water-cooled I optional for power output up to 103 kW (140 hp]

Differential stiaft for best possible NVH

Lp.rndc; head with tow height aod high rpm stability up to 9,000 rpm

With wet and rtry sump lubrication

Общие уровни шума в 0.25 м от боковой части двигателя ВАЗ-11113 частота вращения колвнвапа двигателя, об/мин

Общие уровни виброускорений на блоке двигателя ВАЗ-11113,

180 Я Л ю оо наработка ■ О ЧйС наработка - 2ВЧй£ наработка - 75 Чйс.

2500 3000 3500 4000 4500 частота вращения коленвала двигателя, об/мин

5500

6000 шума автомобиля составил 79,6 дБА, что значительно превышает требования« Правила ЕЭК ООН № 51 (74 дБА). При проведении исследований по доводке автомобиля были получены данные по общим уровням шума в 0,25м от боковой части двигателя (рис. 5.) и данные по общим уровням виброускорений на блоке-двигателя (рис. 6.), которые будем использовать при дальнейших исследованиях [62].

Из вышесказанного следует вывод: для того, чтобы снизить шум автомобиля "ОКА", необходимо уменьшать вибронагруженность его силовой установки. Для этого необходимо применить в двигателе механизм уравновешивания который будет уравновешивать не только силы инерции первого порядка, но и реактивный момент первого порядка.

Приведённые выше материалы обзора литературных источников будут использованы при анализе сил и-моментов действующих в двигателе ВАЗ -1111, определении их значений и расчёте массово-геометрических параметров систем уравновешивания для данного двигателя.

В соответствии с вышеизложенным- целью настоящей диссертационной работы является: снижение вибрационной нагруженности поршневых двигателей внутреннего сгорания мобильных машин путем применения механизмов уравновешивания. Это позволит на этапе проектирования и доводки двигателя выбрать необходимый механизм уравновешивания и предварительно оценить эффективность его применения.

Для достижения поставленной цели определены следующие задачи исследования: обзор типов существующих конструктивных решений для уравновешивания двух- и четырехцилиндровых поршневых двигателей внутреннего сгорания; исследование кинематических и динамических процессов происходящих в поршневых двигателях внутреннего сгорания; определение неуравновешенных сил инерции в кривошипно-шатунном механизме; исследование пульсаций реактивного момента от сил инерции и давления газов при различных режимах работы двигателя; разработка методики расчёта массово-геометрических параметров механизма уравновешивания» для- снижения как вибрационных составляющих сил инерции так и пульсации реактивного момента; разработка методики определения эффективности работы механизма уравновешивания при различных режимах работы двигателя; получение экспериментальных данных по применению механизма уравновешивания.

Научная новизна диссертационной работы заключаются в следующем: рассмотрены двухвальный* и одновальный механизмы уравновешивания двухцилиндрового ДВС и разработана' методика расчёта массово-геометрических параметров двухвального механизма уравновешивания с определением эффективности уравновешивания при' различных режимах работы двигателя, разработана методика расчета сил инерции и реактивного момента от сил инерции и давления газов возникающих в рядных ДВС; установлено (при помощи разработанной математической модели), что полное уравновешивание реактивного момента от сил инерции' и давления газов с использованием двухвального механизма уравновешивания осуществляется только на одной частоте вращения коленчатого вала двигателя (частоте настройки) которая изменяется в зависимости от уровня использования мощности двигателя; получены экспериментальные данные по применению механизма уравновешивания, которые показывают эффективность применения механизмов уравновешивания. сформулированы общие принципы решения проблемы снижения вибрационной нагруженности силового агрегата автомобиля: и других мобильных машин за счёт установки в их двигатель механизма уравновешивания, что позволяет определить направление дальнейшего-развития исследований по данной проблеме:

Практическая ценность диссертационной работы: предложены, двухвальный и одновальный механизмы, уравновешивания двухцилиндровых ДВС, использование которых позволяет снизить, вибрационные нагрузки• двигателя в определённом диапазоне частот вращения коленчатого вала в несколько раз, разработана методика их расчёта; разработанная методика: определения массово-геометрических-, параметров двухвального механизма:уравновешивания длящвигателя (ВАЗ '— 1111) может; быть применена для определения параметров двухвальных и. одновальных. механизмов с. целью* использования в других рядных, четырехтактных двухцилиндровых, и двухтактных одноцилиндровых двигателях (бензиновых и дизельных); рассмотренные двухвальный и одновальный механизмы уравновешивания могут быть рекомендованы к практическому применению; в двигателях отечественных автомобилей и;мобильных машин.

В первой главе проведен обзор способов уравновешивания двигателей внутреннего сгорания. Рассмотрены?конструктивные особенности, принципы; работы, достоинства и недостатки механизмов уравновешивания применяемых в четырехтактных двух-, четырехцилиндровых и двухтактных одноцилиндровых ДВС. Рассмотрены возможные схемы привода механизмов уравновешивания.

Во второй главе проведено теоретическое исследование инерционных и газовых сил в механизме четырехтактного двухцилиндрового ДВС на примере двигателя ВАЗ-1111. С целью определения неуравновешенных сил инерции и реактивного момента действующих в данном двигателе произведены кинематический- и- динамический расчеты. Проведено > исследование пульсаций реактивного момента от сил инерции и, давлениям газов при различных режимах работы двигателя. Определено действие неуравновешенных сил и моментов на неуравновешенность двигателя.

В, третьей, главе предложен двухвальный механизм уравновешивания для двигателя ВАЗ-1111, который будет уравновешивать не только силы инерции первого порядка, но. и реактивный момент. Определены массово-геометрические параметры (масса и размеры противовеса каждого балансировочного вала и расстояние по-вертикали и по горизонтали между осями коленчатого и балансировочных валов)' этого, механизма уравновешивания. Рассмотрена эффективность работы данного механизма уравновешивания в двигателе при различных уровнях использовании мощности двигателя. Проведен расчет приближенного максимального снижения внутреннего шума автомобиля после уравновешивания реактивного момента первого порядка.

В четвертой главе изложены данные по экспериментальному исследованию снижения шума путем применения механизма уравновешивания в ДВС на примере двигателя ВАЗ-11113 автомобиля «ОКА». Описаны объекты испытаний, средства измерений, методика проведения и результаты испытаний. Произведена оценка положительного эффекта применения механизма уравновешивания в двигателе.

ВЫВОДЫ.

1. Применение механизма уравновешивании в двигателе ВАЗ-11ПЗ снижает уровень внутреннего шума автомобиля СеАЗ-11ПЗ в режиме разгона до 5,0 дБ(А), в режиме движения автомобиля СеАЗ-11113с постоянной скоростью до 5,0 дБ(А).

2. При отсутствии механизма уравновешивания в двигателе ВАЗ-11ПЗ в автомобиле СеАЗ-11113 ощущается телом водителя и пассажира вибрация от сидений и органов управления. Зеркала заднего вида вибрируют, что ухудшает обзор заднего вида.

3. Увеличение неуравновешенных сил инерции первого порядка в двигателе автомобиля СеАЗ-11113(01) сопровождается увеличением уровней шума. При увеличении скорости автомобиля при движении на четвертой передаче и соответственно увеличении частоты вращения коленчатого вала двигателя растет разница А в уровнях шума которая достигает максимального значения при движении автомобиля со скоростью 120 км/м.

4. Автомобиль СеАЗ-11113(01) с отсутствующем механизмом уравновешивания в двигателе не соответствует предписаниям ГОСТ Р 516162000 в отношении внутреннего шума.

152

ЗАКЛЮЧЕНИЕ.

В соответствии с поставленными в диссертации- задачами и выполненными иссл едованиями ¡ по лучены следующие результаты:

1. В работе проведен обзор типов, существующих- конструктивных решения? для? уравновешивания^ двух- и четырехцилиндровых поршневых двигателей, внутреннего; сгораниям • Проанализированы* преимущества; и недостатки применяемых конструкций.

2. Разработана методика, расчёта!массово-геометрических параметров; двухвального механизма! уравновешивания, методика расчета неуравновешенных сил инерции1 и реактивного момента от сил инерции и-давления газов; возникающих, в рядных двигателях внутреннего сгорания,, методика определения' эффективности их уравновешивания« при« различных режимах работы двигателя;

3: Сила: инерции? первого* порядка? поступательно •» движущихся частеш двух цилиндров, в двигателе ВАЗ — 1111 уравновешивается« полностью (100%) во всём рабочем диапазоне частот вращения коленчатого вала.'

4. Реактивный момент от сил инерции и давления газов при использовании- двухвального механизма в двигателе ВАЗ — 1111 не: уравновешивается* полностью во всём диапазоне рабочих частот двигателя; а только на частоте, настройки, которая изменяется в- зависимости от уровня использования мощности двигателя.

5. Настройка механизма уравновешивания (как показали расчёты), может производиться на любую частоту рядного четырехтактного двухцилиндрового или двухтактного одноцилиндрового двигателя: причём, этот двигатель может-быть как бензиновым так и дизельным;

6. При настройке двухвального механизма уравновешивания на частоты не превышающие 4700 мин."1 в двигателе ВАЗ - 1111 будет происходить переуравновешивание реактивного момента первого порядка (в определённом диапазоне).

7. Получены данные в результате экспериментального исследования снижения шума путем применения механизма уравновешивания в ДВС на примере двигателя ВАЗ-11ПЗ автомобиля «ОКА», которые показали снижение внутреннего шума автомобиля до 5 дБ(А).

8. Прогнозируемое максимальное снижение уровня внутреннего шума автомобиля СеАЗ-1111 после уравновешивания реактивного момента первого порядка составляет 7 дБ(А).

9. Сформулированы общие принципы в подходе к решению проблемы снижения вибрационной нагруженности автомобиля и других мобильных машин, что позволяет определить направление дальнейшего развития исследований по данной проблеме.

1. Автомобили и тракторы (конструкция и расчёт); Учебник для-автомобильно-дорожных техникумов: М;, "Транспорт", 1977, 456, с.

2. Автомобильные двигатели: ,Под ред: М.С. Ховаха. М., "Машиностроение",1977.

3. Автомобильный справочник: Перевод с англ. Первое русское издание.— М.: Издательство «За рулём», 2000. 456 е., ил;

4. Андронов»А:А., ХайкинСЗТеория колебаний; ч. 1, ОН,Ш,Д937.5: Артамонов М.Д., Иларионов В.А., Морин: М.М. Теория? автмомбиля w автомобильного;двигателя. М., «Машиностроение»;. 1968, 280 с.

5. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М.: Наука;, 1975. 638»с.

6. Артоболевский И.И. Методы уравновешивания сил инерции? в рабочих машинах соäсложными кинематическими;схемами. М.: Изд-во АН СССР, 1938,46 с.

7. Артоболевский И.И., Эдельштейн Б.В., Артоболевский С.И. Методы инерционного расчёта типовых механизмов С.- X. машин. В> кн:: Теория; конструкциями производство с/х машин. Теория. Под ред. В.П. Горячкина. М. - JL: Сельхозиздат, 1935. Т. I, С. 343-449.

8. Бессонов' А.П. Основы; динамикш механизмов» с переменной массой звеньев. М.: Наука, 1967. 279 С.10; Бицено К., Граммель Р. Техническая динамика. Т. 2. М., Гостехиздат, 1952,630 с.

9. Бруевич И.Г. Уравновешивание звёзд. Труды ВВА, 1933, вып. 3, 127 с.

10. Вейц; ВШ-, Кочура А.Е. Динамическая схематизация силовой; функции двигателей внутреннего сгорания. Прикладная механика, 1975, т. XI, вып. 10, с. 83 - 89.

11. Veitz V.L., Kochura А.Е. Questions on the Dynamics- of- an Internal

12. Combustion engine Assembly/ Mechanism and Machine Theory, 1975, vol. 10, p. 279 - 289. Pergamon Press.

13. Вейц B.JI., Кочура A.E. Динамика машинных агрегатов с двигателями внутреннего'сгорания. Л., Машиностроение, 1976. 383 с.

14. Вейц В.Л., Кочура А.Е. Структурные преобразования динамических моделей машинных агрегатов, с сосредоточенными параметрами. -Прикладная механика, 1978, т. X, № 5, с. 99 107.

15. Вейц В.Л., Кочура А.Е. Об одном методе определения собственных спектров составных упругих систем. Прикладная механика, 1978, т. XIV, №7, с. 88-96.

16. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. / Ред. совет: BîH. Челомей (пред.). М.: Машиностроение, 1981'. - Т. 6. Защита от.вибраций и ударов /Под ред. К.В. Фролова. 1981. 456 е., ил.

17. Гаппоев Т.Т. Особенности уравновешивания пространственных механизмов. Балансировка машин и* приборов / Под. ред. В.А. Щепетильникова. М.: Машиностроение, 1979, с. 243 -25 Г.

18. Григорьев Е.А. Статистическая динамика поршневых двигателей. М., «Машиностроение», 1978, 104 с.

19. Григорьев Е.А. Спектральная плотность сил инерции двигателя. — "Изв. вузов. Машиностроение", 1974, № 2, с. 106 109.

20. A.C. Орлина, М.Г. Круглова. 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1984. -384 е., ил.

21. Ден-Гартог Дж. П. Механические колебания. М., Физматгиз, 1960, 580 с.

22. Диментберг Ф.М., Шаталов К.Т., Гусаров A.A. Колебания машин. М.: Машиностроение, 1964. 308с.

23. Diesel engine referenc book / edited by Bernard Challen, Rodika Baranescu. Sekond edition. Society of Automotive Engineers Inc. 682 p.

24. Журнал Авторевю 17/99, 1/00, 13-14/00, 18/01, 6/01, 2/02.31. Журнал Авторевю 4/07.

25. Журнал «За рулём» 10/94, 1/97, 9/97, 1/99, 4/0Г, 6/01, 7/02.

26. Журнал Automotive engineer, april 2006.

27. Журнал Automotive engineering, February 2005.35. Журнал Moto 5/01.

28. Журнал Motorrad news 3(7)/01.37. Журнал 4x4 Club 4/00.

29. Имад Д.К. Снижение уровня виброактивности дизеля 6ЧН13/11,5, работающего в составе транспортной силовой установки // Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук, 2000, 122с.

30. Индикаторная: диаграмма;, динамика; тепловыделенияí и рабочий цикл быстроходного? поршневого двигателя. Иод. Ред. акад. Б.С. Стечкина. Ml, изд. АН СССР, 1960, 199 с. Авт.: Б.С. Стечкин, К.И. Генкин, B.C. Золотаревский и др.

31. Кер'вильсонгУ^.Вибрационная техника; Mí, Машгиз,1963;415 с:.

32. Ker Wilson W. The Balancing of Oil Engines, Charles Griffin; London.42.vKer WilsontW; "Oil Engine ^Dynamics, with SpeciàlIRëference to the Opposed^ pistön Engine'^ Trans. Instï Mar: Engi. l946i p: 73;

33. Ker- Wilson; W. "The Fundamentals of Engine В alancing", Gas >• andOil Power, July, Aug., Sept., and Oct., 1955.

34. Кожешник Я. Динамика машин. М.: Машгиз, 1961, 422 с.47., Колебания элементов аксиально-поршневых гидромашин; Под. ред: доктора технических наук профессора К.В. Фролова. М., "Машиностроение", 1973, 280 с.

35. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей-М;, «Высшая школа»; 1971v344"c:

36. Лурье И. А. Крутильные колебания в дизельных установках.1. Военмориздат, 1940.

37. Маков П.В:, Хайдакин М.С. Снижение вибрационной- нагруженности поршневых двигателей внутреннего сгорания с помощью применения-механизмов уравновешивания // Проблемы машиностроения и надежности машин №3, М.: Изд-во «Наука», 2006. С.95.

38. Мандельштам Л:И., Папалекси Н.Д. Новые исследования нелинейных колебаний.1936:

39. Минкин Л.М., Тольский В.Е. Влияние фазового взаимоотношения между дисбалансом двигателя на вибронагруженность грузового' автомобиля- // Двигателестроение. 1985. № 11. С. 9-11.

40. Морз Ф. Колебания и звук. Перевод со второго английского издания под ред. проф. С.Н. Ржевкина. 496 с.

41. Нейман И.Ш. Динамика авиационных двигателей. М. Л.: Оборонгиз, 1940.469 С.

42. Николаевский Е.В., Петров? Г.Н. Особенности; уравновешивания механизмов качающихся шайб. Теория и практика- балансировочной техники / Под. ред. В.А. Щепетильникова. М;: Машиностроение; 1973; с. 336-343.

43. Основы; балансировочной; техники; Уравновешивание: жёстких^ роторов, и механизмов / Под: ред. В .А. Щепетильникова. М. : Машиностроение, 1975, т. :1.527 с.

44. Отчет «Результаты исследований и доводки; автомобиля OKA-l.il13, производства АО «КАМАЗ» по внешнему шуму». Тольятти, ОАО «НТЦ-СЕРВИС», 2000.бЗШатент Ланчестера: Britishpatent No. 26038 Priority 1911.

45. Патент Mitsubishi: BP 1498195 Priority April 1974 (JP).

46. Попык К.Г. Динамика автомобильных и тракторных двигателей. M., "Высшая школа", 1970, 327с.66; Прокофьев В.II., Синёв A.B. Геометрия реверсивной: аксиально-поршневой бескарданной гидромашины:, "Изв. ВУЗов СССР" сер; "Машиностроение" № 11, 1963 г. -v.

47. Прокофьев. В.II., Синёв A.B. Кинематические связи в бескарданных аксиально-поршневых гидропередачах. "Вестник машиностроения" №11, 1964г.

48. Резвяков Е.М., Тольский В.Е. Исследование вибраций кузова легкового автомобиля;, вызываемых работой двигателя; "Конструкция: автомобилей", 1974, № 1, с. 11-17.

49. Сборник "Динамика и прочность коленчатых валов" института машиноведения Ак. Наук СССР, 1948.

50. Сегаль В.Ф. Динамические расчеты, двигателей внутреннего сгорания. Ленинград, «Машиностроение», 1974, 247 с.

51. Семейство; легковых автомобилей особо малого класса первой группы ВАЗ-1110 и ВАЗ-1111. Расчеты к техническому проекту. Тольятти,1. ВАЗ», 1985.

52. Семёнов M.B: Уравновешивание пространственных механизмов. — Тр. семинара ТММ. М. Л.гИзд-во АН СССР, 1950, т. 8, вып. 32, с. 31-42.

53. Синёв A.B. О" некоторых особенностях балансировки аксиально-поршневых гидромашин. Сб. "Колебания и динамическая прочность". Изд. АН СССР, 1965, с. 125-133.

54. Синёв A.B. Кинематический и силовой анализ пространственных механизмов аксиально-поршневых насосов и гидромоторов// Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук, 1967, 126 с.

55. Средний И.Е. Теория автоколебаний: Одесса, 1949.* - 44 с.

56. A.V.Siniov, M.S.Khaidakin. Reduction of vibrations of ICE with the help of applicating mechanisms of equilibration // Journal of Vibroengineering, Vibromechanica, Vilnius, Lithuania. 2005 octjber/december, Volume 7, Number 4, p 13.

57. Теодорчик К.Ф. Автоколебательные системы, Гостехиздат, 1952 (изд. 3е).

58. Теория двигателей внутреннего сгорания. Под. ред. проф. Н.Х. Дьяченко. Л., "Машиностроение", 1974, 551 с. Авт.: Н.Х. Дьяченко, А.К. Костин, Г.П. Пугачёв и др.80: Терских В.П. Крутильные колебания> силовых установок. Судпромгиз, 1940.

59. Технический проект на семейство переднеприводных легковых автомобилей особо малого класса первой группы. Тольятти, «ВАЗ», 1985, 72 с.л 161

60. Тольский BtE., Корчемный JI.B-, Латышев Г.В., Минкин Л.М. Колебания силового агрегата автомобиля; М., «Машиностроение», 1976,- 266с.,сил.

61. Тольский BtE., Портнов С.И., Минкин Л.М. Уменьшение вибраций двухцилиндровых автомобильных' двигателей. при применении; уравновешивающего; механизма // Двигателестроение, 1984. № 10. С. 3941.

62. Тольский В.Е. Виброакустика автомобиля; — М:: Машиностроение, 1988. 144с.: ил.85; Тольский В:Е. Исследование колебаний силового агрегата автомобиля; "Автомобильная промышленность", 1967, № 4, с. 9-13.

63. Tolle М. Die regelung der Kraftmashinen. Berlin, 1923, 699 S.

64. Хайдакин М.С. Расчет и анализ механизмов уравновешивания ДВС //

65. Материалы Всероссийской научно-практической конференции молодых ученых «Российский автопром: теоретические и прикладные проблемы механики и машиностроения», М.: Изд-во ИМАШ РАН, 2007. С.130.

66. Харкевич А.А. Автоколебания. -М.: Гостехиздат, 1953. — 170 с.

67. Чистяков В.К. Динамика поршневых и комбинированных двигателей внутреннего сгорания. -М.: Машиностроение, 1989, 256 с.

68. Штейнвольф Л.И. Динамические расчёты машин и механизмов. Москва-Киев: Машгиз, 1961, 339 с.

69. Щепетильников В.А. Определение центра масс механизмов в связи с задачей их уравновешивания. Тр. МИИТ. М.: Трансжелдориздат, 1957, вып. 92/11, с. 211-223.

70. Щепетильников В.А. Уравновешивание механизмов. М.: Машиностроение, 1982, 256 е., ил.

71. Щепетильников В.А. The Determination of the Mass Centers of Mechanisms in connection with the Problem of Mechanism Balancing. Journal of mechanisms. Vol. 3, pp. 221-231. Pergamon Press, 1968. Printed in Great Britain.