英语原文共 15 页，剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
船舶动力传动系统扭转振动计算的简化方法
关键词：扭转振动、推进系统、动力传动系统、减震、增加水量
摘要：本文提出了两种估算海洋扭转振动输电系统模态的方法。此外，本文还讨论了强迫振动分析的方法(扭转应力水平幅值的估计)。典型的商船推进系统是由低速主机通过较短的轴线直接与螺旋桨连接组成的。所有船级社都要求计算船舶推进系统的运行参数，但它们不提供简化的计算公式。大多数基于有限元分析的数值算法是难以获得的，并不适用于船员和非专业工程师使用。对于轴线和曲轴，船用动力传动系统的扭转振动通常是最危险的。作者们正在研究该系统的扭转振动估算方法,提出了螺旋桨加水极惯性矩等难度较大的推进系统参数的建模方法。简要介绍了亚临界和超临界推进系统的优缺点。最后对计算结果进行了讨论。通过与实船的详细有限元计算和实测结果的对比，验证了所提出的计算方法的正确性。
1.简介
船舶动力传动系统的可靠性与海上航行安全密切相关。自70年代末（石油危机）以来，二冲程，低速主柴油发动机主要安装在商船上。发动机通过相对短的轴线连接到直接驱动的螺旋桨。在过去的四十年中，一般发动机单汽缸输出功率越来越大。因此，现在发动机具有更少的气缸并且机舱更小（货物空间更大）。上述推进系统具有很多优点（主要是效率），但却带来了相对更高振动水平。更重要的是，波涛汹涌的大海可能是增加船舶振动的一个来源，特别是对于大型集装箱船[1-3]振动可能会降低船员的舒适度、船舶设备强度以及船舶安全性。学界从多方面研究了复杂船体结构的振动特性和振动控制[4]，不过推进系统仍是振动主要来源。从设计者的角度来看，船舶振动和船用动力传动系统分析的方法论非常重要。
所有船级社都需要计算推进系统的运行参数，但它们不提供简化的公式。有几种数值算法（主要基于有限元法，即FEM）用于轴线对齐[5]和振动分析。但是这些数值算法复杂、耗时且昂贵，因此不容易实现，并不适用于船员以及其他非专业工程师。一些作者认为，非专业工程师缺乏简化的计算方法，例如，在众所周知的船级社[6-8]中只有这种分析的一般规则而没有任何简化的方程式。再如，海洋工程师的负责人应该具有能像专业计算和测试工程师那样的分析和测量扭转振动的能力。
对于轴线和曲轴，船用动力传动系统的扭转振动通常是最危险的[9]。动力传动系统的模型（为了计算而执行）通常与船体隔离，因此是这些类型的基本假设方法。在用于扭转振动分析的模型的情况下，省略了船体和曲轴轴线系统之间的所有连接。因此，边界条件没有问题，因为模型没有任何边界条件。用于扭转振动分析的典型船舶推进系统的Fem模型如图1所示。每个往复曲柄由单极质量惯性矩以及中间轴、螺旋桨轴和螺旋桨建模。曲轴由前九个元素建模; 10号元素和11号元素表示轴线; 12号元素表示螺旋桨。
扭转振动是往复式内燃机的脉冲转矩[10]以及不稳定的螺旋桨功率输出和动力传动系统扭转弹性造成的结果。自20世纪50年代以来，所有系统组件，如：曲轴，中间轴，传动轴，可选联轴器和齿轮必须传递静态和额外的动力扭矩研究方法的扭转振动已经发展[11,12]尽管如此强烈的研究仍有几个元素需要进行调查，例如：螺旋桨阻尼，气缸阻尼，螺旋桨增加水量的极惯性矩以及特定轴线元件的特性，如：阻尼器，齿轮，弹性联轴器。更重要的是，扭转振动是船体和甲板室耦合纵向振动和动力激励（推力轴承）的主要来源之一。
2.建模方法
通常，包括曲轴、中间轴、传动轴和螺旋桨的发动机的往复与旋转质量，可通过建模形成旋转质量系统（惯性由扭转弹簧连接。推进器的扭转振动分析模型的示例）六缸主发动机的系统如图1所示：每节点具有一个自由度的动力传动系统模型通常就足够了[13]；任何边界条件都没有问题。因此，一般分析不需要更详细的动力传动模型。其中一位作者使用曲轴的详细三维有限元模型（见图2），仅用于确定扭转和纵向振动之间的耦合依赖性[14]或某些特殊情况轴线弯曲振动[15]。
图1.用于扭转振动计算的动力传动系统的模型。
图2. 8 RTA-96主机曲轴的详细三维有限元模型。
即使对于图1所示的简单动力传动系统模型，扭转振动计算也很复杂。其中一位作者详细阐述了船用动力传动系统扭转振动计算的专用软件[16]。该算法基于Builder Borland C 编写的有限元方法。一些非典型算法应用于软件中，例如具有非线性特征的元件，取决于轴的转速、弹性耦合器的刚性以及阻尼特性，螺旋桨和气缸阻尼因此计算是作为迭代过程进行的。
通常，多节点无界扭转振动模式很有意思。但是，从实际的角度来看，只有第一个单节点模式振动才有意义。曲轴的每个曲柄的扭转刚度至少是轴线刚度的十倍，因此在第一种计算方法中假设了无限刚性的曲轴。在第二作者的方法中分析了曲轴弹性对固有振动频率和模态的影响。
2. 1.具有无限曲轴刚度的自然扭转振动
在第一种分析方法中，作者认同双节点模型（两个自由度）足以用于第一次估计扭转振动频率和模式。该假设基于实践经验[9,16]。第一种扭转振动模式对于二冲程低速船用柴油发动机是主要的。应该强调的是，根据该假设，曲轴的刚度是无限的，且仅考虑轴线刚度。用于估算扭转振动的动力传动系统的简化模型如图3所示。具有螺旋桨轴的螺旋桨的惯性矩标记为IP；具有中间轴的曲轴惯性极矩（ 飞轮和往复质量）标记为IK；轴线的扭转刚度由k1和k2标记。振动节点位置必须由分析方法确定。扭转振动的一般方程可以用以下形式表示：
(1)
式中：phi;为旋转角度，I为质量惯性矩矩阵，C为扭转阻尼矩阵，K为扭转刚度矩阵，ME为激励力矩。
阻尼对固有振动频率和模式的影响不大。自然振动被定义为没有激励的运动。因此，可以简化等式（1）为（参见图3）：
(2)
(3)
式中：phi;1是螺旋桨转角，phi;2是第一曲柄旋转角度，Ip是螺旋桨与螺旋桨轴的极惯性矩;Ik为曲轴与中间轴的惯性极惯性矩，振动节点与螺旋桨之间的扭转刚度为k1，振动节点与曲轴之间的扭转刚度为k2。
图3.用于扭转振动计算的动力传动系统的简化模型
振动节点的位置是未知的，因此扭转刚度ki也是未知的。只能定义轴线（中间轴 传动轴）的整体扭转刚度。组件扭转刚度ki与整体扭转刚度之间的关系可描述为：
(4)
式中：ks表示轴线的整体扭转刚度。
空心轴的扭转刚度可通过公式确定：
（5）
式中：G为剪切模量，J0为第二扭转力矩，LS为轴线长度。
振动节点位置的系数定义为：
(6)
式中：cN表示振动节点位置的系数，L1表示振动节点与螺旋桨之间的距离。
在简单变换方程（4）-（6）之后，可以得到下一个方程：
(7)
在结合等式（7）之后，等式（3）可以转换成以下形式：
(8)
等式（8）具有三个未知值：phi;1，phi;2和cN。自然振动可以由一个常数系数确定。由于谐波激励，故静止振动具有谐波运动特性。因此，我们假设等式（8）的答案应该具有以下形式：
(9)
式中：phi;01表示螺旋桨的扭转振幅，phi;02表示曲轴的扭转振幅，omega;表示扭转固有频率。
等式（8）可以用等式（9）假设求解，并且可解得：
(10)
振动节点的位置可以确定为：
（11）
如果曲轴极惯性矩远大于螺旋桨的惯性矩，则振动节点的位置靠近曲轴（CN lt;1）。根据假设，目前仅解出了第一自然振动模式。扭转固有振动的模式可以通过等式（11）和两个假设质量的扭转角之间的关系来确定：
(12)
扭转固有频率可以从方程（10）和（11）导出：
(13)
式中：omega;N表示扭转固有频率，以弧度/秒为单位。
大多数带有低速发动机的轴线都没有挖空。 因此，在下一个方程中，将对均匀轴系进行分析（为了纸张的简洁）; 空心轴的理论概括很简单，若轴线是圆形而不是空心的，则可以将等式（13）（利用等式（5））转换为以下形式：
（14）
（15）
式中：fN表示扭转固有频率，以赫兹作为单位。de表示外径轴直径。
这些方程是本文第一部分的重要内容，我们可以在这些方程的基础上估算出船舶动力传动系统的扭转固有频率。
典型的轴线具有多个具有不同直径和长度的部分。 上面给出的方程是针对一个均匀轴系导出的。因此，应确定一个替代轴线直径。替代轴线直径（这是为了等式（14）和（15）而设计服务的）可以通过以下等式求解：
（16）
式中：Li表示轴的长度。di表示轴的直径。
等式（16）的得来是基于几何相似性。本文分析了扭转振动，因此，可以使用梁（轴）扭转刚度的相似性：
（17）
式中：Ji表示轴的极惯性矩，Jm表示轴的极惯性矩的中值。
曲轴的极惯性矩可以根据主发动机生产商给出的数据进行估计。应总结每个发动机气缸的极惯性矩。将现有的调谐轮、转向轮、往复质量块、中间轴等的极惯性矩也应加到I K值中。轴线极惯性矩可以根据力学中众所周知的经验方程确定来。
由于增加了水的质量，我们估计螺旋桨的极惯性矩的工作就变得更加复杂[11,12]。 添加水的极性转动惯量应与螺旋桨极惯性矩（由设计者确定）和螺旋桨轴极惯性矩相加。若设计者没有确定空气中的螺旋桨惯性，可以通过众所周知的经验公式进行估算：
（18）
式中：Ia表示空气中的螺旋桨极惯性矩，D表示螺旋桨直径，以米作为单位。
该估算仅对于典型的螺旋桨来说是正确的（例如，没有高度偏斜）。 方程单位是不相关的，因此，不得更改等式中引用的单位。
有几个经验公式描述了螺旋桨附加水质量值的惯性[18]。
Dien和Schwanecke基于帕森理论得出的对螺旋桨增加的水惯性不太复杂的估计（但仍然很好），在作者看来，这是最好的一个[17]：
（19）
式中：I<sub
全文共17248字，剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料</sub
资料编号：[2082]
以上是毕业论文外文翻译，课题毕业论文、任务书、文献综述、开题报告、程序设计、图纸设计等资料可联系客服协助查找。
