王 鑫，于東洋，陸 輝

(中國(guó)船舶重工集團(tuán)公司第七〇三研究所，黑龍江 哈爾濱 150078)

CCG傳動(dòng)裝置動(dòng)態(tài)仿真初步研究

王 鑫，于東洋，陸 輝

(中國(guó)船舶重工集團(tuán)公司第七〇三研究所，黑龍江 哈爾濱 150078)

在CCG傳動(dòng)系統(tǒng)中，三機(jī)兩軸傳動(dòng)系統(tǒng)在傳動(dòng)部件、控制系統(tǒng)、離合部件等方面均較復(fù)雜。本文以三機(jī)兩軸系統(tǒng)為例，采用AMESim仿真軟件進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)仿真初步分析，以驗(yàn)證傳動(dòng)系統(tǒng)控制策略的合理性，并分析傳動(dòng)部件和離合部件在穩(wěn)態(tài)及動(dòng)態(tài)切換下的扭矩及轉(zhuǎn)速變化，為傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

CCG;傳動(dòng)裝置;動(dòng)態(tài)仿真

0 引言

影響聯(lián)合動(dòng)力裝置機(jī)動(dòng)性的關(guān)鍵是動(dòng)力切換控制，進(jìn)一步研究主機(jī)切換動(dòng)態(tài)過(guò)程的性質(zhì)對(duì)于深入認(rèn)識(shí)其動(dòng)態(tài)特性是十分必要的，如果搞不清楚轉(zhuǎn)換過(guò)程的動(dòng)態(tài)特性，則難以把握推進(jìn)系統(tǒng)的總體性能［1］。國(guó)外在聯(lián)合動(dòng)力裝置艦船應(yīng)用中，驅(qū)動(dòng)方式轉(zhuǎn)換即柴油機(jī)向燃?xì)廨啓C(jī)工作方式切換及燃?xì)廨啓C(jī)向柴油機(jī)工作方式切換的動(dòng)態(tài)過(guò)程是至關(guān)重要的研究?jī)?nèi)容。因此，對(duì)其推進(jìn)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)方式切換過(guò)程的動(dòng)態(tài)仿真研究具有重要意義［2］。

1 傳動(dòng)裝置系統(tǒng)組成

三機(jī)兩軸柴燃聯(lián)合傳動(dòng)裝置主要包括1臺(tái)橫接齒輪箱、1臺(tái)左主齒輪箱、1臺(tái)右主齒輪箱、1臺(tái)左雙速齒輪箱、1臺(tái)右雙速齒輪箱、2臺(tái)液力偶合器、2臺(tái)柴油機(jī)采用的可控離合器(1#、2#、3#、4#)、中間軸可控離合器(5#、6#)和燃?xì)廨啓C(jī)采用的SSS自動(dòng)同步離合器(7#)，具體布置情況見(jiàn)圖1。

2 傳動(dòng)裝置系統(tǒng)建模

根據(jù)系統(tǒng)組成及工作原理，利用AMESim軟件建立了三機(jī)兩軸柴燃聯(lián)合傳動(dòng)系統(tǒng)仿真模型［3］，如圖2所示。

SSS自動(dòng)同步離合器作為影響系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能的重要部件［4］，其模型比較復(fù)雜。因此，對(duì)SSS離合器模型進(jìn)行了封裝，封裝前建立的SSS自動(dòng)同步離合器仿真模型［5］如圖3所示。

3 系統(tǒng)仿真及結(jié)果分析

3.1 燃?xì)廨啓C(jī)單機(jī)運(yùn)行模式的仿真及結(jié)果分析

圖3 SSS自動(dòng)同步離合器仿真模型Fig.3 SSS self synchronizing clutch realistic model

設(shè)定燃?xì)廨啓C(jī)初始轉(zhuǎn)速為0，仿真時(shí)間為60 s，油門(mén)開(kāi)度前20 s從0～94%，20～30 s油門(mén)開(kāi)度保持94%不變，30～50 s油門(mén)開(kāi)度從94% ～40%，后10 s保持油門(mén)開(kāi)度為40%不變。圖4為燃?xì)廨啓C(jī)與螺旋槳轉(zhuǎn)速的變化曲線，其中1代表燃?xì)廨啓C(jī)轉(zhuǎn)速，2代表螺旋槳轉(zhuǎn)速。從圖中可以看出，當(dāng)燃?xì)廨啓C(jī)油門(mén)開(kāi)度為40%時(shí)，達(dá)到恒定轉(zhuǎn)速1 704.46 r/min，螺旋槳達(dá)到恒定轉(zhuǎn)速111.172 r/min。圖5為燃?xì)廨啓C(jī)與螺旋槳扭矩變化曲線，其中1代表燃?xì)廨啓C(jī)扭矩，2代表螺旋槳扭矩。從圖中可以看出，燃?xì)廨啓C(jī)在燃?xì)廨啓C(jī)油門(mén)開(kāi)度為40%時(shí)，達(dá)到恒定扭矩33 176.6 N·m，螺旋槳達(dá)到恒定扭矩－254 334 N·m，該扭矩為反扭矩，因此，圖中顯示螺旋槳的扭矩?cái)?shù)值為負(fù)。

本文通過(guò)傳動(dòng)功率損失仿真計(jì)算，分別得出了橫接齒輪箱損失、右主齒輪箱功率損失和左主齒輪箱功率損失曲線。其中1代表滑動(dòng)功率損失曲線，2代表滾動(dòng)功率損失曲線、3代表總功率損失曲線。本文只給出了橫接齒輪箱損失曲線和右主齒輪箱功率損失曲線，如圖6和7所示。從圖中可以看出，傳遞功率損失隨轉(zhuǎn)速的升高而增加。其中當(dāng)達(dá)到額定工況時(shí)，橫接齒輪箱總功率損失為47 kW，右主齒輪箱總功率損失為37 kW，左主齒輪箱總功率損失為31 kW。其中橫接齒輪箱功率損失最大，右主齒輪箱功率損失次之，左主齒輪箱功率損失最小，根據(jù)齒輪嚙合對(duì)數(shù)也可以判斷出此特點(diǎn)。

3.2 柴油機(jī)單機(jī)運(yùn)行模式的仿真及結(jié)果分析

柴油機(jī)單機(jī)工作時(shí)，以1#柴油機(jī)為例，1#、3#、4#、7#離合器脫開(kāi)，2#、5#、6#離合器結(jié)合。圖8為柴油機(jī)與螺旋槳轉(zhuǎn)速的變化曲線，其中1代表柴油機(jī)轉(zhuǎn)速，2代表螺旋槳轉(zhuǎn)速。從圖中可以看出，柴油機(jī)在32 s以后達(dá)到恒定轉(zhuǎn)速1 428.23 r/min，螺旋槳達(dá)到恒定轉(zhuǎn)速117.488 r/min。這與所給出的柴油機(jī)額定轉(zhuǎn)速為1 430 r/min，螺旋槳轉(zhuǎn)速為117.6 r/min的數(shù)據(jù)基本相同。圖9為柴油機(jī)與螺旋槳扭矩變化曲線，其中1代表柴油機(jī)扭矩，2代表螺旋槳扭矩。從圖中可以看出，柴油機(jī)在32 s以后達(dá)到恒定扭矩26 677.4 N·m，螺旋槳達(dá)到恒定扭矩162 134 N·m，該扭矩為反扭矩，因此，圖中顯示螺旋槳的扭矩值為負(fù)。柴油機(jī)額定功率為3 990 kW，轉(zhuǎn)速為1 430 r/min，通過(guò)計(jì)算其額定扭矩為26 643.7 Nm，根據(jù)功率守恒，每個(gè)螺旋槳所受的反扭矩應(yīng)為161 929.4 Nm。這與仿真計(jì)算的扭矩?cái)?shù)值基本相同。

3.3 柴燃典型并車(chē)及切換動(dòng)態(tài)仿真及結(jié)果分析

3 .3 .1 單柴油機(jī)運(yùn)行到雙柴油機(jī)運(yùn)行(CODAD)

單柴油機(jī)運(yùn)行到雙柴油機(jī)運(yùn)行，0～40 s 2#柴油機(jī)啟車(chē)并達(dá)到額定轉(zhuǎn)速1 430 r/min，40～60 s 1#柴油機(jī)降速到1 200 r/min，2#柴油機(jī)升速，當(dāng)2個(gè)柴油機(jī)轉(zhuǎn)速相差不大時(shí)，1#柴油機(jī)輸入端的濕式摩擦可控離合器在65 s時(shí)刻接合，2個(gè)中間軸可控離合器在65 s時(shí)脫開(kāi)，1#和2#柴油機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線如圖10所示。從輸出軸轉(zhuǎn)速變化曲線圖11可以看出，2個(gè)輸出軸速度值相等，方向相反。并車(chē)以后速度為117.648 r/min。

從圖12的橫接齒輪箱齒輪軸扭矩變化曲線和圖13的左主齒輪箱齒輪軸扭矩變化曲線可以看出，在65 s時(shí)刻，扭矩出現(xiàn)了較大的沖擊波動(dòng)，分析其原因是由于可控離合器在65 s時(shí)刻接合動(dòng)作引起的。

3 .3 .2 雙柴油機(jī)運(yùn)行到柴燃三機(jī)運(yùn)行(CODAG)

當(dāng)雙柴油機(jī)運(yùn)行到柴燃三機(jī)運(yùn)行模式，所有的離合器的狀態(tài)都需要改變，也就是說(shuō)，離合器原來(lái)是接合狀態(tài)的，需要變成脫開(kāi)狀態(tài);相反，脫開(kāi)狀態(tài)的需要變成接合狀態(tài)。因此，這種模式的轉(zhuǎn)換，情況比較復(fù)雜。圖14為燃?xì)廨啓C(jī)與柴油機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線，其中1為柴油機(jī)轉(zhuǎn)速曲線，2為燃?xì)廨啓C(jī)轉(zhuǎn)速曲線。從圖15橫接齒輪箱與左、右主齒輪箱同軸齒輪轉(zhuǎn)速變化曲線可以看出，在60 s時(shí)刻實(shí)現(xiàn)并車(chē)，并車(chē)時(shí)的轉(zhuǎn)速為874.588 r/min，并同時(shí)升速到1 042.2 r/min。從圖16的SSS離合器滑移件位移曲線可以看出，燃?xì)廨啓C(jī)當(dāng)以圖14所示曲線加速時(shí)，SSS離合器中間滑移件在21.3 s時(shí)達(dá)到最大位移，由于前20 s燃?xì)廨啓C(jī)沒(méi)有啟動(dòng)，因此得到SSS離合器的接合時(shí)間為1.3 s。圖17為雙速齒輪箱齒輪軸扭矩變化曲線，從圖中可以看出，在20 s出現(xiàn)了較大的沖擊波動(dòng)，分析其原因是由于4個(gè)多膜片摩擦可控離合器在20 s時(shí)刻都存在接脫動(dòng)作引起的，左、右雙速齒輪箱都存在這樣的現(xiàn)象，當(dāng)扭矩波動(dòng)后，恢復(fù)正常。

圖17 雙速齒輪箱齒輪軸扭矩變化曲線Fig.17 Shaft torque curve of two-speed gearbox

3 .3 .3 燃機(jī)運(yùn)行到單柴油機(jī)運(yùn)行(CODOG)

當(dāng)燃機(jī)運(yùn)行到單柴油機(jī)運(yùn)行時(shí)，燃機(jī)降速，SSS離合器脫開(kāi)，柴油機(jī)升速，柴油機(jī)端可控離合器接合。圖18為燃?xì)廨啓C(jī)與柴油機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線，燃機(jī)在0～20 s內(nèi)啟車(chē)加速上升到額定轉(zhuǎn)速3 264 r/min，在40～80 s內(nèi)減速到0 r/min，柴油機(jī)在20～40 s內(nèi)啟車(chē)加速上升到1 000 r/min，并保持轉(zhuǎn)速恒定，當(dāng)柴油機(jī)輸入齒輪與同軸齒輪轉(zhuǎn)速相同時(shí)，可控離合器接合，并在120 s時(shí)刻加速上升到額定轉(zhuǎn)速1 430 r/min，燃機(jī)運(yùn)行到單柴油機(jī)運(yùn)行動(dòng)作完畢。從圖19柴油機(jī)輸入齒輪與同軸齒輪轉(zhuǎn)速變化曲線可以看出，當(dāng)在110 s時(shí)刻，柴油機(jī)輸入齒輪與同軸齒輪速度達(dá)到相同，這時(shí)可控離合器接合。

從得到的燃?xì)廨啓C(jī)SSS離合器中間滑移件位移變化曲線(圖20)可以看出，SSS離合器在0.8 s實(shí)現(xiàn)接合，在40 s后，由于燃?xì)廨啓C(jī)降速，滑移件反向滑移，脫開(kāi)時(shí)間為1 s。脫開(kāi)時(shí)間比接合時(shí)間稍長(zhǎng)一些，分析其原因是燃機(jī)的降速速率比升速的速率大，因此，說(shuō)明輸入組件相對(duì)輸出組件的升速或降速的速率越大，其接合或脫開(kāi)時(shí)間越短。圖21和圖22分別是燃?xì)廨啓C(jī)SSS離合器中間滑移件接合狀態(tài)和脫開(kāi)狀態(tài)位移變化曲線，從圖中可以看出，滑移件在接合的后1/3段和脫開(kāi)的前1/3段距離行程速率相對(duì)較小。這說(shuō)明阻尼產(chǎn)生在SSS離合器產(chǎn)生嚙合運(yùn)動(dòng)行程的后1/3段，如阻尼產(chǎn)生太早，在從動(dòng)驅(qū)動(dòng)齒未完全嚙合時(shí)，則棘輪棘爪不能順利的脫開(kāi)，既有可能損壞棘輪棘爪。對(duì)于離合器的脫開(kāi)，為防止離合器的頻繁脫開(kāi)，在其脫開(kāi)運(yùn)動(dòng)行程的前1/3段產(chǎn)生阻尼，而在后2/3段，為了脫開(kāi)順利，阻尼是微弱的。

3.4 轉(zhuǎn)速波動(dòng)對(duì)SSS離合器運(yùn)行影響仿真分析

接合狀態(tài)的離合器，如果輸入組件的轉(zhuǎn)速波動(dòng)時(shí)，就有可能使離合器出現(xiàn)瞬時(shí)嚙合—脫開(kāi)的不正常動(dòng)作［6］。通過(guò)仿真，可以得出當(dāng)輸入組件的轉(zhuǎn)速波動(dòng)時(shí)，滑移組件的位移變化情況，從而判斷是否出現(xiàn)瞬時(shí)嚙合和脫開(kāi)的不正常動(dòng)作。因此，本文模擬了輸入組件的轉(zhuǎn)速波動(dòng)，圖23為模擬的輸入組件轉(zhuǎn)速波動(dòng)曲線，該曲線表示輸入組件0～10 s內(nèi)轉(zhuǎn)速?gòu)? r/min升到800 r/min，10 s以后轉(zhuǎn)速在800 r/min附近產(chǎn)生了振幅為30 r/min的正弦波動(dòng)。通過(guò)仿真，得出了SSS離合器中間滑移件位移變化曲線，如圖24所示。從圖中可以看出，輸入組件啟車(chē)升速后，滑移件達(dá)到最大位移0.022 5 m，SSS離合器處于接合狀態(tài)，在10 s以后，滑移件位移產(chǎn)生了一定的波動(dòng)，這是由于輸入組件轉(zhuǎn)速波動(dòng)引起的。在滑移組件反方向滑移時(shí)，阻尼結(jié)構(gòu)產(chǎn)生了一定的作用。

圖25 不同阻尼孔直徑下的SSS離合器中間滑移件位移變化曲線Fig.25 Displacement curve of SSS clutch intermediate slip parts under different orifice diameter

圖25為不同阻尼孔直徑下的SSS離合器中間滑移件位移變化曲線，其中，1代表阻尼孔直徑為3.6 mm時(shí)的位移曲線，2代表阻尼孔直徑為4 mm時(shí)的位移曲線，3代表阻尼孔直徑為3 mm時(shí)的位移曲線。從圖中可以看出，當(dāng)隨著阻尼孔直徑的變小，中間滑移件反方向行程的速度減緩，最大反方向滑移距離也明顯減小。從圖中還可以看出，當(dāng)隨著阻尼孔直徑的變小，中間滑移件在后1/3位移曲線斜率是變小的，其行程的速度減緩。說(shuō)明阻尼孔徑變小，接合時(shí)間明顯增加。

4 結(jié)語(yǔ)

本文根據(jù)三機(jī)兩軸柴燃聯(lián)合傳動(dòng)裝置系統(tǒng)布置及工作原理，利用AMESim軟件建立了各部件及系統(tǒng)仿真模型，確定了齒輪傳動(dòng)參數(shù)、燃?xì)廨啓C(jī)和柴油機(jī)外特性曲線、SSS離合器參數(shù)、螺旋槳參數(shù)以及系統(tǒng)參數(shù)，同時(shí)制定了該系統(tǒng)的仿真策略，并根據(jù)系統(tǒng)的運(yùn)行模式以及切換方式，對(duì)齒輪傳動(dòng)功率損失、SSS離合器切換時(shí)間、阻尼孔直徑變化對(duì)離合器切換時(shí)間的影響以及轉(zhuǎn)速波動(dòng)對(duì)SSS離合器的影響等內(nèi)容進(jìn)行了仿真分析研究，并得出了有意義的仿真結(jié)果。主要結(jié)論如下:

1)根據(jù)系統(tǒng)仿真結(jié)果分析，可控離合器接脫對(duì)齒輪傳動(dòng)軸的沖擊較大。因此，在離合器設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)充分考慮離合器接脫過(guò)渡過(guò)程對(duì)傳動(dòng)部件沖擊的影響。

2)SSS離合器在設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)充分考慮阻尼孔直徑變化對(duì)離合器切換時(shí)間的影響以及動(dòng)力系統(tǒng)轉(zhuǎn)速波動(dòng)對(duì)其穩(wěn)定性的影響，并對(duì)離合器阻尼孔直徑進(jìn)行優(yōu)化。

3)在系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)對(duì)控制策略進(jìn)行優(yōu)化，以達(dá)到主機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)、離合器特性相匹配，使切換過(guò)程更穩(wěn)定。

通過(guò)對(duì)三機(jī)兩軸傳動(dòng)裝置動(dòng)態(tài)仿真的研究，為CCG傳動(dòng)裝置主要部件設(shè)計(jì)以及系統(tǒng)控制策略研究等奠定了基礎(chǔ)。

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CCG gearing dynamic simulation preliminary study

WANG Xin，YU Dong-yang，LU Hui
(The 703 Research Institute of CSIC，Harbin 150078，China)

In the gearing of CCG，the gearing incorporating three engines and two shafts is comparatively complicate in gearing part，controlling system and clutch.For example of gearing incorporating three engines and two shafts，dynamic emulation and elementary analysis of gearing is completed using AMESim software.The rationality of controlling strategy in gearing is validated.The varieties of tutorial and rotate speed of gearing part and clutch part in steady and dynamic conditions is analyzed.And that can provide academic gist to designation of gearing.

CCG;gearing;dynamic emulation

TP391.9

A

1672－7649(2012)04－0040－07

10.3404/j.issn.1672－7649.2012.04.009

2011－03－28;

2011－04－25

王鑫(1981－)，男，工程師，從事艦船機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì)工作。