李 鑫, 王志剛, 萬榮華, 彭 博, 雷云龍

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基于虛擬樣機技術(shù)的魚雷周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機動力學(xué)分析

李 鑫1, 王志剛2, 萬榮華1, 彭 博1, 雷云龍1

(1. 中國船舶重工集團公司第705研究所, 陜西 西安, 710075; 2. 海軍裝備部, 北京, 100841 )

為了在魚雷發(fā)動機的設(shè)計階段進行正確選型, 基于虛擬樣機技術(shù), 建立了不同型式周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機的動力學(xué)模型, 包括靜缸式直導(dǎo)槽發(fā)動機、轉(zhuǎn)缸式直導(dǎo)槽發(fā)動機、靜缸式“8”字導(dǎo)槽發(fā)動機和轉(zhuǎn)缸式“8”字導(dǎo)槽發(fā)動機, 并運用ADAMS軟件對以上型式的發(fā)動機動力學(xué)性能進行了仿真分析。仿真結(jié)果表明, 從發(fā)動機的總體啟動性能、自平衡性、關(guān)鍵零部件之間的受力狀態(tài)以及工作平穩(wěn)性等方面綜合考慮, 轉(zhuǎn)缸式直導(dǎo)槽周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機相比較其他型式的發(fā)動機, 可基本實現(xiàn)自平衡, 轉(zhuǎn)速輸出波動不大, 在工程上應(yīng)優(yōu)先采用。

魚雷; 周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機; 虛擬樣機; 動力學(xué)模型

0 引言

魚雷周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機的動力傳動機構(gòu)為空間連桿機構(gòu), 工作過程中各個零件在空間作復(fù)雜運動, 且由于約束型式的不同使其運動更加具有多樣性。以往對周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機動力學(xué)的仿真分析多采用理論計算的方法, 且由于運動的復(fù)雜性其分析一般建立在一些簡化的基礎(chǔ)上, 在某些非線性的環(huán)節(jié), 用傳統(tǒng)的分析方法相當(dāng)繁瑣甚至難于計算。而運用虛擬樣機技術(shù), 通過3D模型的定義, 參數(shù)化的建模工具, 可以精確地模擬物理模型, 得到更多更精確的結(jié)果, 可以從全局上對發(fā)動機進行多方案的評估和優(yōu)化設(shè)計[1]。

在發(fā)動機的設(shè)計階段, 對發(fā)動機型式的選擇顯得尤為重要, 型式的差異將對發(fā)動機的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)產(chǎn)生較大影響。本文運用ADAMS軟件建立了各種不同型式周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機的虛擬樣機模型, 并對它們的動力學(xué)性能進行了比較分析, 通過分析比較結(jié)果可對發(fā)動機設(shè)計階段的選型提供重要的理論依據(jù)。

1 周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機的虛擬樣機建模及工作原理

周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機按內(nèi)外軸約束形式的不同,可分為轉(zhuǎn)缸式斜盤發(fā)動機(斜軸不動, 缸體轉(zhuǎn)動), 靜缸式斜盤發(fā)動機(斜軸旋轉(zhuǎn), 缸體固定)以及對轉(zhuǎn)式周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機(內(nèi)外軸同時轉(zhuǎn)動)。目前已有工程應(yīng)用背景的有轉(zhuǎn)缸式和靜缸式周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機。斜盤和缸體之間可采用錐齒輪約束機構(gòu), 滾輪直導(dǎo)槽約束機構(gòu)(見圖1)和“8”字導(dǎo)槽約束機構(gòu)(見圖2)來保證轉(zhuǎn)動部件的同步性以及內(nèi)外軸轉(zhuǎn)矩的可靠傳遞。由于錐齒輪約束機構(gòu)在工作過程中會造成較大的振動和噪聲[2], 工程上一般用直導(dǎo)槽和“8”字導(dǎo)槽約束機構(gòu)代替。因此, 本文所做的分析主要針對采用直導(dǎo)槽或“8”字導(dǎo)槽約束機構(gòu)的轉(zhuǎn)缸式和靜缸式周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機展開。

圖1 周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機虛擬樣機

圖2 “8”字導(dǎo)槽約束機構(gòu)

運用unigraphics軟件對周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機進行了建模和裝配, 如圖1所示。

其工作原理: 缸內(nèi)的高溫高壓氣體推動活塞做功, 活塞通過連桿將力傳遞給斜盤, 斜盤擠壓斜軸, 由于斜軸在空間傾斜一定的角度, 斜盤和斜軸之間將產(chǎn)生沿發(fā)動機軸線方向的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩, 從而將活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)換為輸出軸的旋轉(zhuǎn)運動, 滾輪和導(dǎo)槽之間形成滾輪導(dǎo)槽約束機構(gòu), 以保證運動部件的同步性[3]。

2 周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機的動力學(xué)分析

通過parasolid格式將unigraphics下的模型導(dǎo)入ADAMS中進行動力學(xué)分析。然后在ADAMS中定義相對運動部件的材料、密度、運動副、驅(qū)動力以及阻力矩[4]。

為了使結(jié)果更具可比性, 現(xiàn)假設(shè)所有型式發(fā)動機的軸功率為120 kW, 轉(zhuǎn)速為2 000 r/min, 質(zhì)量為63 kg。然后根據(jù)功率和轉(zhuǎn)速以及配氣關(guān)系對發(fā)動機的缸內(nèi)工作過程進行數(shù)值模擬, 得到了一個周期內(nèi)各個氣缸(見圖3)的驅(qū)動力隨轉(zhuǎn)角的變化曲線, 如圖4所示, 將它作為發(fā)動機的驅(qū)動力。

圖3 缸號表示

圖4 6個缸的缸內(nèi)壓力曲線

2.1 不同滾輪導(dǎo)槽約束型式發(fā)動機動力學(xué)對比

2.1.1 對活塞速度影響

從仿真曲線可以看出, 采用直導(dǎo)槽約束機構(gòu), 1缸、2缸和3缸活塞的運動將變得不對稱, 即1, 2, 3缸的活塞運動到同一空間位置時, 其速度將有少許差別(見圖5), 而采用“8”字導(dǎo)槽約束機構(gòu), 各個缸活塞的運動將變得嚴(yán)格對稱, 活塞的運動更為平穩(wěn)(見圖6)。

圖5 直導(dǎo)槽活塞速度

圖6 “8”字導(dǎo)槽活塞速度

2.1.2 對缸體和斜盤轉(zhuǎn)速影響

直導(dǎo)槽約束機構(gòu)缸體和斜盤的轉(zhuǎn)動角速度不同步(見圖7), 它們的轉(zhuǎn)動角速度均有較大波動, 每個氣缸連桿前球心和后球心的運動狀態(tài)在主軸轉(zhuǎn)到同一空間位置時不一致, 使得各缸活塞的側(cè)向力也有較大差異?！?”字導(dǎo)槽約束機構(gòu)使得缸體和斜盤的轉(zhuǎn)動角速度基本嚴(yán)格同步且比較平穩(wěn)(見圖8), 保證了各個氣缸運動和受力的一致性, 避免某一缸活塞在工作過程中承受過大的側(cè)向力。

2.1.3 對滾輪和導(dǎo)槽之間受力影響

采用直導(dǎo)槽約束機構(gòu)滾輪始終和一側(cè)導(dǎo)板有力的作用, 換向時也緊貼導(dǎo)板, 不會產(chǎn)生沖擊力(見圖9)?！?”字導(dǎo)槽約束機構(gòu)采用6個滾輪和導(dǎo)槽, 6個滾輪中對稱的一對將同時工作, 且相鄰的滾輪工作時存在重疊。工作過程中滾輪和導(dǎo)板之間并不是一直接觸, 在滾輪和導(dǎo)板由不接觸變?yōu)榻佑|也就是在滾輪換向時, 它們之間存在著較大的高頻換向沖擊力(見圖10)。

圖7 直導(dǎo)槽缸體和斜盤轉(zhuǎn)速

圖8 “8”字導(dǎo)槽缸體和斜盤轉(zhuǎn)速

圖9 直導(dǎo)槽滾輪和導(dǎo)槽作用力

圖10 “8”字導(dǎo)槽滾輪和導(dǎo)槽作用力

2.2 不同型式發(fā)動機對轉(zhuǎn)速和啟動過程影響

從內(nèi)外軸約束型式來說, 靜缸式發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動較大, 轉(zhuǎn)缸式較為平穩(wěn)(見圖11和圖12)。從滾輪導(dǎo)槽約束型式來說, 采用“8”字導(dǎo)槽約束機構(gòu)的發(fā)動機其轉(zhuǎn)速比采用直導(dǎo)槽約束機構(gòu)的轉(zhuǎn)速平穩(wěn)(見圖13和圖14)。從實際過程定性分析, 轉(zhuǎn)缸式發(fā)動機和靜缸式發(fā)動機比較, 其外軸轉(zhuǎn)動部件較多, 回轉(zhuǎn)半徑大, 從一定程度上對轉(zhuǎn)速的波動有阻尼作用; 而采用“8”字導(dǎo)槽的轉(zhuǎn)缸式發(fā)動機其缸體和斜盤保持嚴(yán)格同步, 因此其轉(zhuǎn)速基本沒有波動, 可以保證發(fā)動機功率的穩(wěn)定輸出, 這些和仿真曲線達到了很好的一致性。但在啟動速度方面, 靜缸式發(fā)動機明顯比轉(zhuǎn)缸式快。

圖11 靜缸式直導(dǎo)槽發(fā)動機轉(zhuǎn)速

圖12 轉(zhuǎn)缸式直導(dǎo)槽發(fā)動機轉(zhuǎn)速

圖13 靜缸式“8”字導(dǎo)槽發(fā)動機轉(zhuǎn)速

圖14 轉(zhuǎn)缸式“8”字導(dǎo)槽發(fā)動機轉(zhuǎn)速

2.3 周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機的動平衡分析

周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機為高速旋轉(zhuǎn)機械, 缸內(nèi)壓力較高且頻繁進行著進氣、膨脹、排氣、壓縮過程, 空間運動復(fù)雜, 且加速度較高, 在工作過程中會產(chǎn)生慣性力和慣性力矩, 作用在動力裝置和雷殼的連接裝置上(如圖1中的連接處1和連接處2), 最終作用在殼體上引起整個魚雷的振動。因此, 可以從連接處1和連接處2的受力來對發(fā)動機的動平衡性能進行評估, 并采取添加配重的方法對其進行平衡。

由于“8”字導(dǎo)槽在大功率、高轉(zhuǎn)速工作中滾輪和導(dǎo)板之間會出現(xiàn)沖擊, 在工程中應(yīng)用較少, 為節(jié)省篇幅, 僅對采用直導(dǎo)槽約束型式的周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機進行分析。

2.3.1 轉(zhuǎn)缸式斜盤發(fā)動機的動平衡分析

轉(zhuǎn)缸式斜盤發(fā)動機在工作過程中產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩包括2個方面: 1)活塞的往復(fù)慣性力矩和離心慣性力矩; 2)連桿部件的前球頭相對于旋轉(zhuǎn)缸體作往復(fù)運動, 后球頭和斜盤部件一起作旋轉(zhuǎn)運動, 而且由于采用了直導(dǎo)槽的約束方式, 導(dǎo)致缸體和斜盤的轉(zhuǎn)動不再同步, 因此6個連桿部件為空間的復(fù)雜運動將產(chǎn)生慣性力和慣性力矩。斜盤在空間作純旋轉(zhuǎn)運動且其旋轉(zhuǎn)軸線和自身對稱軸線重合, 因此不會產(chǎn)生慣性力和慣性力矩。圖15和圖16為連接處1和2的受力。

圖15 連接處1的受力(轉(zhuǎn)缸式)

圖16 連接處2的受力(轉(zhuǎn)缸式)

2.3.2 靜缸式發(fā)動機的動平衡分析

靜缸式發(fā)動機在工作過程中產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩除了上述的2項外還包括: 1)擺盤的漸進運動產(chǎn)生慣性力和慣性力矩; 2)斜軸部件的不對稱產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩。圖17和圖18為連接處1和連接處2的受力。

圖17 連接處1的受力(靜缸式)

圖18 連接處2的受力(靜缸式)

2.3.3 結(jié)果分析及改進措施

從仿真曲線上可以看出, 采用轉(zhuǎn)缸式發(fā)動機在連接處1和連接2的受力比較小(基本在200 N左右), 發(fā)動機基本實現(xiàn)了自平衡。

而采用靜缸式的機構(gòu), 連接處2的受力達到3 500 N左右, 表明其存在著較大的動不平衡量, 大小和方向同時變化的力作用在動力裝置和雷殼的連接處則會造成雷體的振動, 進一步產(chǎn)生噪聲影響自導(dǎo)系統(tǒng)正常工作, 因此必須對其配加平衡塊以實現(xiàn)其動平衡。

在工程上實現(xiàn)動平衡必須考慮在其結(jié)構(gòu)允許的位置添加, 經(jīng)分析可在圖1所示的位置添加配重, 設(shè)為配重塊1和配重塊2, 平衡后連接處2的受力如圖19所示。

平衡后在連接2處的受力減少了75%(最大值由3 500 N降為880 N), 但發(fā)動機的不平衡力和力矩不能完全平衡, 利用發(fā)動機的運動學(xué)和動力學(xué)分析, 是由于活塞的往復(fù)運動, 連桿的復(fù)雜運動以及直導(dǎo)槽的約束使發(fā)動機產(chǎn)生的總不平衡力和不平衡力矩并非簡單的隨內(nèi)軸轉(zhuǎn)角的三角函數(shù)關(guān)系, 而是多種函數(shù)的疊加, 而且受到魚雷狹小緊湊結(jié)構(gòu)限制, 只能平衡其中的部分主要分量。

圖19 連接處2的受力(平衡后靜缸式)

3 結(jié)論

綜合以上對周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動機的動力學(xué)分析, 可得出以下結(jié)論: 1) 轉(zhuǎn)缸式發(fā)動機(直導(dǎo)槽)可基本實現(xiàn)自平衡, 轉(zhuǎn)速輸出波動不大; 2) 靜缸式發(fā)動機(直導(dǎo)槽)的平衡性能比較差, 必須采用加平衡塊的方法對其主要的不平衡分量進行平衡, 轉(zhuǎn)速輸出波動較大; 3) “8”字導(dǎo)槽約束結(jié)構(gòu)可以保證運動部件運動和受力的一致性, 且轉(zhuǎn)速基本沒有波動, 但其滾輪和導(dǎo)板之間的受力狀態(tài)比較惡劣(頻繁的換向沖擊), 而且導(dǎo)槽表面為復(fù)雜曲面, 加工和裝配精度比較高, 工程上不易使用; 采用直導(dǎo)槽約束機構(gòu)滾輪始終和一側(cè)導(dǎo)板接觸, 不會發(fā)生換向沖擊, 結(jié)構(gòu)簡單, 要求精度相對較低, 工程上比較容易實現(xiàn); 4) 綜合考慮發(fā)動機動力學(xué)性能, 工程上應(yīng)優(yōu)先選用轉(zhuǎn)缸直導(dǎo)槽型式的斜盤發(fā)動機。

[1] 李鑫, 彭博, 何長富, 等. 魚雷凸輪發(fā)動機動力傳動機構(gòu)相關(guān)參數(shù)化建模與仿真研究[J]. 魚雷技術(shù), 2006, 14(5): 42-45. Li Xin, Peng Bo, He Chang-fu, et al. Correlatively Pa- rameterized Modeling and Dynamic Simulation of Power Transmission Mechanism for Torpedo Cam Engine [J]. Torpedo Technology, 2006, 14 (5): 42-45.

[2] 馬世杰. 魚雷熱動力裝置設(shè)計原理[M]. 北京: 兵器工業(yè)出版社, 1992.

[3] 趙連峰. 魚雷活塞發(fā)動機原理[M]. 西安: 西北工業(yè)大學(xué)出版社, 1991.

[4] MSC. Software. MSC. ADAMS/VIEW高級培訓(xùn)教程[M]. 邢俊文, 陶永忠, 譯. 北京: 清華大學(xué)出版社, 2004.

Dynamic Analysis of Torpedo Swashplate Engine Based on Virtual Prototype Technology

LI Xin1, WANG Zhi-gang2, WAN Rong-hua1, PENG Bo1, LEI Yun-long1

(1. The 705 Research Institute, China Shipbuilding Industry Corporation, Xi′an 710075, China; 2. Naval Armament Department, Beijing 100841, China)

Based on the prototype technology, we establish dynamical models for different types of torpedo swashplate engines, including the engine with straight groove and static cylinder, the engine with straight groove and rotational cylinder, the engine with 8-shape groove and static cylinder, and the engine with 8-shape groove and rotational cylinder, in order to select perfect types in torpedo swashplate engine design. The dynamical performances of the different engines are simulated and analyzed by using software ADAMS. The results show that the swashplate engine with straight groove and rotational cylinder is superior to other types of engines, comprehensively considering general starting performance, self-balance characteristic, force state on key parts, and working stability. This type of swashplate engine can basically realize self-balance, and its undulation of rotational speed output is small.

torpedo; swashplate engine; virtual prototype; dynamic model

TJ630.32

A

1673-1948(2011)04-0285-05

2011-01-15;

2011-01-31.

李 鑫(1982-), 男, 碩士, 工程師, 研究方向為魚雷熱動力技術(shù).

(責(zé)任編輯: 陳 曦)