单缸摩托车发动机组合式曲柄连杆机构动平衡检测方法

摘要

一种单缸摩托车发动机组合式曲柄连杆机构动平衡检测方法，先计算出曲轴主倾角和不平衡率所对应的矢量；然后得到曲柄本身的旋转惯性矩；根据曲柄本身旋转惯性矩得到需要在曲柄上安装配重盘的转动惯性矩，并以此根据需要设计配重盘的数量、大小及安装位置；将装配好配重盘的曲柄置于立式动平衡机上做动平衡检验，检查出不平衡位置及不平衡量，作上标记；最后根据标记在曲柄上钻孔。本发明操作起来省时省力，方便快捷，尤其适合大批量生产中曲柄连杆组合工件的动平衡检测。

说明书

技术领域

本发明属于发动机制造技术领域，具体地说，涉及摩托车发动机组合式曲柄连杆机构动平衡检测方法。

背景技术

目前，单缸摩托车发动机的曲柄连杆组合一般采用的都是过量平衡法，它的实质就是取平衡块的质量Mω使其离心惯性力超过曲柄销处的旋转质量M_rot产生的离心惯性力。即Mω×Rω＞M_rot×r(见图2)，从而使一部分往复惯性力转移到垂直于气缸方向或其他方向。此种方法成本低廉，适用于小排量的单缸发动机。曲轴的平衡块质量分布不合理，就会引起发动机较大的振动，当曲轴主倾角θ或不平衡率γ不能满足设计要求时，就需要数学的解析法，计算出调节曲轴平衡块质量的方案。由于目前的曲轴加工工艺中钻中心孔工序对曲轴连杆组合的曲轴主倾角θ和不平衡率γ会产生很大的影响，造成批量生产中，各曲柄连杆组合之间的动平衡性能有很大的差异，不能满足发动机的使用需要，这种情况在排量稍大的200ml单缸摩托车发动机上特别明显。现行工艺要改善曲柄连杆组合的动平衡性能，需要先将曲柄连杆组合安装上活塞、活塞销和活塞销卡圈，在动平衡综合检测仪上检测其曲轴主倾角θ和不平衡率γ。如果不满足要求，就需要用数学解析法单独计算，找到调节曲轴平衡块质量的部位，在该部位用钻孔的方式来调节曲轴的动平衡性能。这种方法费时费力，只能在发动机试制时，或者因整车的改变需要对发动机曲轴的主倾角θ和不平衡率γ进行调整时可以采用，无法在大批量生产中使用。

发明内容

本发明的目的是提供一种单缸摩托车发动机组合式曲柄连杆机构动平衡检测方法，解决现有单缸摩托车发动机组合式曲柄连杆机构动平衡检测方法费时费力，无法在大批量生产中使用的问题。

本发明所述的单缸摩托车发动机组合式曲柄连杆机构动平衡检测方法，由下列步骤组成：

(1)根据实验确定的发动机最佳曲轴主倾角及不平衡率，计算出曲轴主倾角和不平衡率所对应的矢量：

$$ >>I>=>0.25>>M>rec>>r>>1>+>>>(>1>->2>\gamma >)>>2>>->2>>(>1>->2>\gamma >)>>cos>2>\theta >>>$$

tan(β-2θ)＝sin 2θ/(1-2γ-cos 2θ)

其中，I为矢量大小，β为矢量角度，M_rec为曲柄连杆活塞总成的往复总质量，r为曲柄半径，γ为不平衡率，θ为主倾角；

(2)求解曲柄销处旋转质量产生的旋转惯性矩和曲柄本身的旋转惯性矩，计算公式为：

I₁＝0.5×Mrot×r，β₁＝0°

$$ >>ver>>I>\to >>2>>=ver>>I>\to >>->ver>>I>\to >>1>>>$$

其中，I₁为曲柄销处旋转质量产生旋转惯性矩的大小，β₁为曲柄销处旋转质量产生旋转惯性矩的角度，Mrot为曲柄销处的旋转质量，r为曲柄半径，为曲柄本身的旋转惯性矩；

(3)根据曲柄本身的旋转惯性矩，得到需要在曲柄上安装配重盘的转动惯性矩，并设计检测时所需配重盘的数量、大小及安装位置；

(4)将装配好配重盘的曲柄置于立式动平衡机上做动平衡检验，检查出不平衡位置及不平衡量，作上标记；

(5)根据标记在曲柄上钻孔。

本发明中通过在精磨后的曲柄上安装配重盘来进行动平衡检测，安装配重盘后的曲柄在立式动平衡机上做动平衡检验时，可以检查到不平衡质量的准确位置，然后在曲柄上钻孔来消除该不平衡质量，使曲柄达到回转平衡，经此方法后的左右曲柄组装成曲柄连杆组合后就可以达到预期的动平衡效果，达到设计要求的曲轴主倾角和不平衡率，且曲柄连杆组合的动平衡性能一致性好。需要安装的配重盘数量、大小及位置可根据需要由公式计算推导出，对同规格的左右曲柄，配重盘设计确定并制作好后，就可在批量生产中曲柄精磨后的动平衡检测工序上重复使用。由于检测时不必像传统动平衡检测方法那样在最后的曲柄连杆组合成品上安装活塞、活塞环、活塞销及活塞销卡圈，也不需要用数学解析法单独计算在曲柄的某个位置钻孔，安装配重盘后的工件在标准的立式动平衡机上检验方便、快捷，几秒钟就可以检测到不平衡位置及不平衡量。

本发明的显著效果是：操作起来省时省力，方便快捷，尤其适合大批量生产中曲柄连杆组合工件的动平衡检测。

附图说明

图1是本发明方法的流程图；

图2是过量平衡法的示意图；

图3是曲轴合力的分布图；

图4为曲轴转角为α时的受力图；

图5为曲轴转角为α+90°时的受力图；

图6是矢量及的表示图；

图7为大配重盘1、小配重盘2及安装螺钉3安装在曲柄(双点划线表示)上的示意图。

具体实施方式

下面结合附图及实施例对本发明作进一步详细说明。

以LF163FML-2单缸摩托车发动机为例，根据大量的实验表明当曲轴主倾角θ＝80°、不平衡率γ＝21％时整车振动效果最好。该发动机曲柄半径r＝31.1mm；活塞、活塞环、活塞销、活塞销卡圈总质量Mp＝195g；连杆质量M_L＝200g，连杆质心到连杆小头中心距离L_A＝72.75mm；连杆质心到连杆大头中心的距离L_B＝32.75mm；连杆大小头孔中心距离L＝L_A+L_B＝105.5mm；曲柄销质量M_Q＝265g；连杆大头滚针轴承M_Z＝35g。如图1所示，按下列步骤对该单缸摩托车发动机组合式曲柄连杆机构动平衡进行检测：

(1)根据实验确定的发动机最佳曲轴主倾角θ及不平衡率γ，计算出曲轴主倾角θ和不平衡率γ所对应的矢量

$$ >>I>=>0.25>>M>rec>>r>>1>+>>>(>1>->2>\gamma >)>>2>>->2>>(>1>->2>\gamma >)>>cos>2>\theta >>>$$

tan(β-2θ)＝sin2θ/(1-2γ-cos2θ)

其中，I为矢量的大小，β为矢量的角度，M_rec为曲柄连杆活塞总成的往复总质量，r为曲柄半径，

往复总质量M_rec＝Mp+M_CA

              ＝Mp+M_L×L_B/L

              ＝195+200×32.75/105.5

              ＝257.085g；

上述公式的推导过程是：

由于摩托车单缸发动机的曲轴所受的合力是周期性变化的不平衡力，该不平衡力随着曲轴的转动呈椭圆形状(如图3所示)，曲轴的动平衡包括主轴倾斜角θ和不平衡率γ，其中

不平衡率γ＝b/(a+b)

式中：a-椭圆长半轴的长度比例

      b-椭圆短半轴的长度比例

取值a+b＝1

则b＝γ，a＝1-γ

曲轴转动过程中取状态I和状态II分别分析：

状态I：设曲轴转动角度为α，受力分析如图4，合力大小在y1轴负方向为ka，在x1方向为0，分别在x1轴和y1轴方向得到方程(1)和方程(2)

x1：p_zsin(β+α-θ)-p_j1sinθ＝0          (1)

y1：-p_zcos(β+α-θ)-p_j1cosθ＝ka        (2)

式中：p_z-旋转惯性力

      β-p_z与曲柄的夹角

      θ-主轴倾斜角

      k-比例常数

      a-椭圆长半轴的长度比例

      p_j1-往复惯性力，p_j1＝ω²rM_reccosα

      r-曲柄半径

      M_rec-往复运动件总质量(包括活塞、活塞环、活塞销、活塞销卡圈以及连杆小端质量总和)

状态II：设曲轴转动角度为α+90°时，受力分析如图5，合力大小在x1轴负方向为ka，在y1方向为0，分别在x1轴和y1轴方向得到方程(3)和方程(4)

      x1：p_j2sinθ-[-p_zcos(β+α-θ)]＝kb       (3)

      y1：p_j2cosθ+p_zsin(β+α-θ)＝0           (4)

式中：p_j2-往复惯性力，p_j2＝ω²rM_recsinα

      b-椭圆短半轴的长度比例

由(1)～(4)式可以得到：

$$ >>sin>>(>\beta >->2>\theta >)>>=>>(>sin>2>\theta >)>>/>>1>+>>>(>a>->b>)>>2>>->2>>(>a>->b>)>>cos>2>\theta >>->->->>(>5>)>>>$$

$$ >>cos>>(>\beta >->2>\theta >)>>=>>(>a>->b>->cos>2>\theta >)>>/>>1>->>>(>a>->b>)>>2>>->2>>(>a>->b>)>>cos>2>\theta >>->->->>(>6>)>>>$$

$$ >>I>=>>p>z>>/>>(>>>2>\omega >>2>>)>>=>0.25>>M>rec>>r>>1>+>>>(>a>->b>)>>2>>->2>>(>a>->b>)>>cos>2>\theta >>>$$

$$ >>=>0.25>>M>rec>>r>>1>+>>>(>1>->2>\gamma >)>>2>>->2>>(>1>->2>\gamma >)>>cos>2>\theta >>->->->>(>7>)>>>$$

tan(β-2θ)＝(sin2θ)/(a-b-cos2θ)

           ＝sin2θ/(1-2γ-cos2θ)             (8)

根据公式(7)、(8)我们就可以计算出规定的曲轴主倾角θ和不平衡率γ所对应的矢量(见图6)。其中矢量大小由公式(7)计算，矢量角度β由公式(8)计算。求解矢量已知条件如下表所示：

把表中的矢量已知条件代入公式(7)、(8)就可以解得：

I＝3113.6g.mm

β＝172.68°。

(2)求解曲柄销处旋转质量产生的旋转惯性矩和曲柄本身的旋转惯性矩计算公式为：

I₁＝0.5×Mrot×r，β₁＝0°

$$ >>ver>>I>\to >>2>>=ver>>I>\to >>->ver>>I>\to >>1>>>$$

其中，I₁为曲柄销处旋转质量产生旋转惯性矩的大小，Mrot为曲柄销处的旋转质量，r为曲柄半径，β₁为曲柄销处旋转质量产生旋转惯性矩的角度；

Mrot＝M_Q+M_Z+M_LL_A/L

    ＝265+35+200×72.75/105.5＝437.915g

 I₁＝0.5×Mrot×r＝0.5×437.915×31.1＝6809.58g·mm

β1＝0°

$$ >ver>>I>\to >>=>ver>>I>\to >>1>>+>ver>>I>\to >>2>>,>>$$由此可以求解$$ >>ver>>I>\to >>2>>=ver>>I>\to >>->ver>>I>\to >>1>>>$$(见图6)

$$ >>>I>2>>=>>>>(>I>sin>\beta >->>I>1>>sin>>\beta >1>>)>>2>>+>>>(>I>cos>\beta >->>I>1>>cos>>\beta >1>>)>>2>>>>$$

$$ >>=>>>>(>3113>.>6>sin>172.68>->6809.58>sin>0>)>>2>>+>>>(>3113.6>cos>172.68>->6809.58>cos>0>)>>2>>>>$$

$$ >>=>9905.75>g>·>mm>>$$

tanβ₂＝(Isinβ-I₁sinβ₁)/(Icosβ-I₁cosβ₁)

      ＝(3113.6sin172.68-6809.58sin0)/(3113.6cos172.68-6809.58cos0)

＝-0.04008024

所以β₂＝177.705°

(3)根据曲柄本身的旋转惯性矩得到需要在曲柄上安装配重盘的转动惯性矩为并设计所需配重盘的数量、大小及安装位置，为方便安装，本实施例中设计了大配重盘1、小配重盘2以及安装螺钉3(见图7)，大配重盘1套在曲柄轴颈上，小配重盘2位于曲柄的曲柄销孔内并通过安装螺钉3与大配重盘1相联。大配重盘1、小配重盘2以及安装螺钉3对曲柄回转中心的转动惯性矩之和$$ >>ver>>I>\to >>3>>=>->ver>>I>\to >>2>>,>>$$其大小与相等，方向相反(见图6)。也就是将左(右)曲柄完全平衡。这个步骤可以用UG或者ProE等三维软件来完成。

(4)将装配好配重盘的曲柄置于立式动平衡机上做动平衡检验，检查出不平衡位置及不平衡量，作上标记；

(5)根据标记在曲柄上钻孔。

对于同规格的组合式曲柄连杆机构，配重盘的数量、大小及安装位置设计确定并制作好后，批量生产中只需在曲柄精磨后的动平衡检测工序中重复使用该配重盘就可以了。

图3、图4及图5中箭头K的方向表示曲轴的旋转方向。