Такими же свойствами обладает крутильная система коленчатого вала, поэто­му анализ изгибных колебаний возможно реализовать методически аналогично с анализом колебаний крутильных.

Так, силовой фактор, возбуждающий изгибные колебания,— сила К, направленная по радиусу кривошипа, является функцией сил Р_т и Pjи изменяется по сложному периодическому закону с периодом T. Его частотную характеристику возможно определить разложением в ряд Фурье аналитически или графически заданного закона измене­ния силы К по времени.

Как и в случае крутильных колебаний, задача определения {со₀} решается с использованием упрощенной эквивалентной колебатель­ной системы. Условия приведения действительной изгибной колеба­тельной системы коленчатого вала к ее динамически эквивалентной замещающей модели те же — равенство в любой момент времени/

кривошипов по центрам шатунных шеек силой с замером прогиба под точкой приложения нагрузки. Затем определяется жесткость на изгиб всех участков системы.

При расчете эквивалентных масс учитываются все подвижные массы КШМ, относящиеся к сходственному участку действительной системы.

После определения параметров эквивалентной расчетной моде­ли производится расчет частот собственных колебаний, методика которого базируется на следующих допущениях:

•  неупругие потери при изгибных колебаниях отсутствуют;

•  каждый участок эквивалентной расчетной модели динамичес­ки обособлен.

В настоящее время отсутствуют достоверные методы, позволя­ющие до конца провести расчет коленчатых валов ДВС на изгибные колебания, т. е. определить амплитуды смещений отдельных участ­ков вала при резонансных изгибных колебаниях его конструкции и рассчитать дополнительные напряжения в его элементах. Сущест­вующие методики позволяют лишь оценить возможность возник­новения в упругой системе вала резонансных изгибных колебаний в пределах рабочего диапазона скоростных режимов работы двига­теля, в связи с чем расчет ограничивается определением множества частот собственных колебаний и последующего их сравнения с частотами основных (наиболее энергонасыщенных) гармоник возбуждающей изгибные колебания силы на предмет выявления возможного резонан­са.

Принципиально выполнения этого условия возможно добиться двумя способами:

• применением автономных гасителей колебаний;

повышением минимальной частоты собственных колебаний системы коленчатого вала.

Первый способ не нашел широкого практического применения в поршневых транспортных двигателях в основном вследствие кон­структивной сложности и высокой стоимости гасителей. Поэтому в транспортных и, в частности, в автотракторных двигателях невы­полнение сформулированного выше условия отсутствия резонанс­ных изгибных колебаний воспринимается как сигнал к необходимо­сти повышения наименьшей собственной частоты колебанийв основном посредством увеличения изгибной жесткости соответствующего кривошипа.