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英文翻譯：
第一章
介紹
1.1研究的目的
機動車的傳動鏈從20世紀(jì)60年代開始受到了更多的關(guān)注。更好的理解傳動鏈?zhǔn)翘岣哕囕v性能和服務(wù)壽命的改進設(shè)計的本質(zhì)要求。傳動部件失效和車輛性能低下的兩個主要原因是傳動鏈的振動和傳動鏈對對沖擊載荷的短暫響應(yīng)。
1）振動：傳動鏈的振源主要有：發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的變化，齒輪輪齒上的沙眼，普遍的連接等。但更重要的振動來源是發(fā)動機。當(dāng)任何一個發(fā)動機轉(zhuǎn)矩協(xié)件的頻率等于傳動鏈的自然頻率，共振就會發(fā)生。共振幅度由系統(tǒng)阻尼決定。在共振頻率下操作非常危險?？赡軐?dǎo)致過載或使某些部分失效，引起齒輪沖擊，使司機和乘客感到不舒服。阻止傳動鏈的共振可以通過小心選擇和安排轉(zhuǎn)動部件的慣性矩和連桿的硬度來避免在共振頻率下操縱，或者通過增加系統(tǒng)的阻尼使共振的影響減輕。
2）對沖擊載荷的短暫響應(yīng)：傳動鏈的沖擊載荷主要來源是齒輪嚙合和突然地改變操縱指令或車輛的裝載。傳動鏈中這種暫時轉(zhuǎn)矩的大小決定于沖擊載荷的大小和傳動鏈的暫態(tài)特性。
傳統(tǒng)的車輛設(shè)計者們計算一個未知的動力載荷會用穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)矩乘上一個安全因素如1.5、3.0或者5.0。用一個安全因素通常會導(dǎo)致設(shè)計不可行。即使設(shè)計可行，結(jié)果也可能是某些傳動部件失效的結(jié)果。
新測試技術(shù)和計算機技術(shù)的出現(xiàn)讓動力工程師在研究車輛動力和新工具的領(lǐng)域中有了新的視野。用車輛模型進行計算機模擬，不僅幫助研究工程師，也讓設(shè)計工程師能評價不同的相互競爭的設(shè)計，選擇最好的方案，和優(yōu)化已完成的設(shè)計方案的參數(shù)。這要求發(fā)展一種車輛模型，這種模型的準(zhǔn)確性可以通過比較模擬反應(yīng)和測試反應(yīng)來論證。
傳動鏈最重要的部分是發(fā)動機。不僅因為發(fā)動機是振動的主要來源，而且它也為車輛提供動力。因此傳動鏈的暫態(tài)特性必定受到其影響。所以一個準(zhǔn)確的發(fā)動機模型是模擬傳動鏈的必然要求。學(xué)習(xí)的目的是獲得一個能用于傳動鏈模擬的準(zhǔn)確發(fā)動機模型。這個模型將被證明擁有高度的流動性、多輪的汽車發(fā)動機。
1.2動力特性
1.2.1穩(wěn)態(tài)特性
發(fā)動機的穩(wěn)態(tài)特性就是發(fā)動機平均速度、平均轉(zhuǎn)矩和均衡狀態(tài)下燃料供給量之間的關(guān)系。這個屬性決定了發(fā)動機的功率，車輛的加速度、最大速度、最大裝載量和車輛的其它重要性能特性。發(fā)動機的穩(wěn)態(tài)特性通常指示在發(fā)動機的銘牌上。
1.2.2短暫行為
一個準(zhǔn)確的對傳動鏈暫態(tài)屬性的陳述必然能夠預(yù)示在短暫操作中車輛的暫態(tài)反應(yīng)和傳動鏈轉(zhuǎn)矩的波動。傳動部件的失效通常是由于傳動鏈的短暫轉(zhuǎn)矩。這種轉(zhuǎn)矩有可能比在平穩(wěn)操作中的轉(zhuǎn)矩高得多。因為發(fā)動機是車輛傳動鏈的主要部分，所以發(fā)動機的暫態(tài)特性在車輛對突然改變操作指令、車輛負載或者改變齒輪傳動比的反應(yīng)中對傳動鏈的轉(zhuǎn)矩將產(chǎn)生很大的影響。
1.2.3 極限振動
傳動鏈的主要振動來源是發(fā)動機。發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩通過曲軸傳遞給傳動鏈，因此會周期性的波動。發(fā)動機激勵的兩個主要組成部分是燃燒室壓力脈動和回程活塞的慣性矩變量。這兩個改變的轉(zhuǎn)矩提供給發(fā)動機的慣性系統(tǒng)，引起傳動鏈振動。
發(fā)動機的許用應(yīng)力，阻尼和慣性是傳動鏈系統(tǒng)的一部分，部分的決定傳動鏈的共振頻率。這個極限頻率在發(fā)動機的頻率范圍內(nèi)。傳動鏈的共振頻率將會引起傳動鏈的共振。傳動鏈共振會引起疲勞失效和增加傳動鏈部件磨損和讓乘客不舒服。準(zhǔn)確的估算發(fā)動機激勵特性，慣性和許用應(yīng)力在預(yù)測傳動鏈的共振很重要。
1.3文獻參考
1.3.1控制模型
在發(fā)動機模型研究領(lǐng)域中的最近研究中大多都有對控制目標(biāo)的研究。這種模型通常用來設(shè)計和評估用于動力控制或者傳遞控制的發(fā)動機控制系統(tǒng)。在發(fā)展發(fā)動機控制系統(tǒng)模型中主要牽涉的是發(fā)動機的暫態(tài)響應(yīng)，而不是發(fā)動機的極限振動。汽缸壓力脈動和慣性矩沒有被考慮，曲柄連桿機構(gòu)的慣性變量也沒有被考慮。只有發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩平均值和發(fā)動機的慣性被代表性的使用。所以發(fā)動機模型僅能提供暫態(tài)響應(yīng)，而不是發(fā)動機的極限振動。一個典型的發(fā)動機控制系統(tǒng)模型能考慮大概只有不同的幾個等式：發(fā)動機的速度與模型的輸出速度；發(fā)動機的加速度和發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)矩與模型的輸入。
1.3.2振動模型
為了在發(fā)動機模型中包括發(fā)動機振動，汽缸壓力脈動，慣性矩，發(fā)動機的慣性變量和發(fā)動機的阻尼必須考慮。
1.3.2.1壓力脈動
發(fā)動機功率來自汽缸壓力。汽缸壓力的變化在一個沖程循環(huán)中是固定的。輸入能量和汽缸壓力跟空氣壓力關(guān)系密切，但是在壓縮和爆炸的壓力能達到空氣壓力的100倍，在有的情況可能更多。這種變化的壓力通過曲柄連桿機構(gòu)提供給發(fā)動機的輸出柄。它是另一個振動源。所以這種由汽缸壓力提供給曲柄連桿的轉(zhuǎn)矩是變化的。汽缸壓力轉(zhuǎn)矩的振動被例21的模型計算且當(dāng)作一個曲柄角的函數(shù)。
1.3.2. 2慣性變量和慣性力
各種樣式的連桿和活塞的慣性和慣性矩對發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩的變化也是有影響的。計算慣性變量和慣性矩的數(shù)學(xué)方程能夠通過使用動力理論獲得。它在大多關(guān)于動力的書籍中找得到。Norling編寫了一種計算機模擬程序去計算發(fā)動機部件的動力和壓力。它是由變化的發(fā)動機慣性和慣性矩產(chǎn)生的。這個模型描述發(fā)動機是由各種剛性部件組成的。活塞部件、連桿和曲柄連桿也被考慮。在承受不同壓力和連桿在不同速度下對轉(zhuǎn)矩的影響被計算和記載。慣性矩對發(fā)動機振動的影響也被考慮的發(fā)動機模型則是由Tsangarides發(fā)明的。
1.3.2.3發(fā)動機阻尼
發(fā)動機摩擦和在線性系統(tǒng)中的粘性阻尼很相似。它是在發(fā)動機振動中要考慮的另一個因素。發(fā)動機汽缸活不同于輸出轉(zhuǎn)矩的飛輪的塞摩擦損失。這不包括泵損失和壓縮損失。通常將發(fā)動機損失看作發(fā)動機速度和汽缸壓力的一個功能。但是一個適合各種類型的發(fā)動機的摩擦模型很難發(fā)展。取得摩擦損失的最好方式是來自經(jīng)驗數(shù)據(jù)。
1.1.3其他的一些重要文件參考
上面的關(guān)于發(fā)動機模型的研究的參考是用標(biāo)題安排順序的?，F(xiàn)在讓我們學(xué)習(xí)參考一些獨立的代表性的關(guān)于不同領(lǐng)域的發(fā)動機模型。發(fā)動機模型的復(fù)雜性通常依靠研究的目的。
在關(guān)于發(fā)動機動力的書中，發(fā)動機的極限振動中的機械裝置中通?？醋饔星S箱，飛輪，扭震防止裝置和曲柄活塞機構(gòu)。曲軸箱，扭震防止裝置和飛輪的旋轉(zhuǎn)慣性，不被看成是幾個部分，而是看作由極限彈簧聯(lián)系在一起的旋轉(zhuǎn)慣性。連桿被看作剛性的，它的質(zhì)量分配被簡化為曲柄銷和活塞銷兩質(zhì)點和他們之間一根堅硬的，無重量的棒。往復(fù)式活塞也被考慮是剛性的，而且它的運動假定是線性的。引擎氣體壓力的效應(yīng)被表示成一個曲柄角的函數(shù)。引擎操作條件對氣體壓力的效果不被考慮。引擎的負荷轉(zhuǎn)矩被應(yīng)用到飛輪。機構(gòu)的磨擦通常被忽略。應(yīng)用牛頓定律取得系統(tǒng)的運動方程。合并的方程式是非線性的，關(guān)于引擎慣量的輸出角位移和輸入激勵的二階微分方程。引擎極限振動的特性能夠從分析系統(tǒng)方程獲得。為了簡化方程，一些系統(tǒng)的高次（三或者更高）變量如活塞的位移被排除。 活塞質(zhì)量的改變效應(yīng)在系統(tǒng)慣性上不被考慮。
Draminsky、Pasricha和卡內(nèi)基發(fā)表了一系列關(guān)于曲軸箱極限振動對曲柄活塞機構(gòu)的影響的論文。研究的目的是解釋一些巨型的低速的海上發(fā)動機失效的原因。但不能對傳統(tǒng)的分析進行說明。Draminsky用非線性理論解釋這種現(xiàn)象，并說明了這種現(xiàn)象發(fā)生是由于回程部分的慣性矩增加而使系統(tǒng)的慣性矩增加。卡內(nèi)基和Pasricha為解釋這種現(xiàn)象進行了更深入的調(diào)研。并努力理解和present慣性變量對曲柄活塞系統(tǒng)振動的影響。上面討論的卡內(nèi)基和Pasricha所用的系統(tǒng)方程是由二元方程簡化而來的，是從單缸發(fā)動機導(dǎo)出的。這里只有發(fā)動機變量的第一頻率的部分被使用，可能是因為這是一個單缸的低速的發(fā)動機模型。對于多缸發(fā)動機，這個簡化方程不再適用。在模型中汽缸壓力和摩擦損失沒有考慮。在模型中汽缸壓力和摩擦損失沒有考慮。對于二階微分方程，因為慣性變量也被考慮，角加速度的系數(shù)，還有位移和速度、曲柄角也改變。系統(tǒng)的慣性變量由曲軸箱的慣量和曲柄活塞機構(gòu)的慣量組成。發(fā)動機振動分析使用慣性變量的線性系統(tǒng)方程揭示了曲軸箱會發(fā)生共振的發(fā)動機速度范圍。不考慮慣性變量使得這難以預(yù)測。
Kabele的模型和Norling的模型相當(dāng)相似，盡管他們用于不同目的。Kabele的模型是用來模擬曲軸箱振動的，而Norling的模型是用來計算與發(fā)動機有關(guān)的力的。然而，在論文中給出的這兩個模型除了以下不同點外相當(dāng)相似。1）曲柄活塞機構(gòu)變量的高次諧波不被除去，盡管它們的貢獻不到百分之一。這會導(dǎo)致系統(tǒng)方程更復(fù)雜。2）一個連桿質(zhì)量分配的比較正確的表示法被使用。它由兩部分組成：曲柄銷和活塞銷組成的兩個質(zhì)量點；在曲柄銷的慣性矩。3）軸承和活塞磨擦在模型中被考慮。然而，Milington指出在firing狀態(tài)下準(zhǔn)確地決定真實的摩擦是不可能的。4）活塞曲柄機構(gòu)的慣性矩改變量不能忽略。這可能變成四缸或四缸以下的發(fā)動機的極限振動的一個重要因素。5）系統(tǒng)的運動方程因為包含高次諧波而不明晰。這就出現(xiàn)了系統(tǒng)分析的一個問題。
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