通过建立曲柄连杆机构多体动力学模型、及发动机、车架刚柔偶合多体动力学模型，对发动机在固定转速工况进行了仿真分析，分别得到了发动机单独工作时质心位置的不平衡力分布，及发动机安装于车架时不平衡力在各悬架上的分布力，为车架及发动机悬架系统的强度、疲劳及动态响应分析提供了输入条件。

    随着对摩托车低振动要求的不断提高，降低摩托车振动水平已成为摩托车设计的重要方面。在摩托车所有振源中，发动机不平衡激励处于核心重要位置，部分构件的疲劳破坏也和发动机的周期激励息息相关。发动机安装于车架或机座上以后，会和其他构件发生偶合，这就给测量发动机自身的不平衡力带来困难，而多体动力学仿真是1条有效可行的途径。同一发动机与动态特性不同的车架匹配后，发动机与车架系统偶合，会对发动机不平衡力输出及各悬挂的分布产生影响。如何掌握发动机安装在车架后不平衡力的特性对控制整车振动有重要意义，而刚柔偶合多体动力学仿真是一种方便的求解途径。
    发动机本身不平衡力输出小，对整车振动控制有决定性意义。发动机与车架匹配后，根据偶合后在悬挂位置的不平衡力输出可以对车架进行调整，以控制整车振动。所以有必要单纯计算发动机本身的不平衡力输入，为发动机动平衡设计提供支持。同时，有必要计算发动机车架偶合后各悬挂上的不平衡激励，为从车体上改善整车振动提供输入条件。

    1.单缸摩托车发动机不平衡力
    对曲柄连杆机构进行动力学简化后，对单缸发动机来说，中心曲柄连杆机构中往复惯性力为：

    由以上看到，曲柄结构往复惯性力可看作由一次惯性力和二次惯性力组成。当。为常数时，旋转惯性力Pr的大小是不变的，其方向总是沿着曲柄半径方向向外。
    通过曲轴上增加平衡质量，仅可平衡一次旋转不平衡力，但不能消除一次往复惯性力和二次惯性力。摩托车发动机多采用过量平衡，在消除部分旋转惯性力的同时，改变往复惯性力的大小及方向。随着对摩托车低振动要求的提高，采用单平衡轴的发动机也得到广泛应用，这种结构在一定条件下可以完全消除一次往复惯性力和旋转惯性力。

   1.1某发动机多体动力学仿真
   1.1.1多体动力学模型
    发动机三维模型以实际在整车上的安装位置和方式进行装配，以整车坐标系作为参考坐标系。摩托车前进行驶方向为全局坐标系的x方向，驾驶员左侧为Y方向，竖直向上为z方向。将发动机曲柄连杆机构的三维CAD模型按发动机实际使用位置导入MSC/adams软件，依据实际结构的连接关系建立相应约束。除去曲柄连杆机构的其他部件，对动力学计算有影响的参数均输入发动机外壳部件的参数中，并输入实际的质心及转动惯量等参数。在发动机总体质心处建立Fix约束，该约束将发动机壳体和车体锁定在一起，仿真结果就是提取该约束上的作用力和力矩。在曲轴旋转中心处加恒定转速驱动，本文选取转速6 000 r/min（角速度36 000 d/s）为计算转速，具体模型如图1所示。

    仿真时，本文取仿真时间为0.2 s，为了计算结果数据点对应整数曲轴转角，取计算步数为721步进行动力学仿真计算。
1.1.2仿真结果分析
    根据仿真结果，罗列出6 000 r/min转速下，发动机质心位置主要方向的不平衡力及力矩曲线如图2、图3所示。



    表1中列举了2种发动机不平衡力及力矩峰值，可以看出，单平衡轴设计的作用是非常明显的，尤其在x方向不平衡力和绕y轴不平衡力矩方面的改善幅度均超过50%， z方向不平衡力也有一定程度的改善。从振动幅值上看，单平衡轴设计的发动机在振动激励方面相比过量平衡设计发动机有明显优势，该平衡轴设计取得了一定的降振效果。