基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的魚雷周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)分析

李 鑫, 王志剛, 萬(wàn)榮華, 彭 博, 雷云龍

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基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的魚雷周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)分析

李 鑫1, 王志剛2, 萬(wàn)榮華1, 彭 博1, 雷云龍1

(1. 中國(guó)船舶重工集團(tuán)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(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)階段進(jìn)行正確選型, 基于虛擬樣機(jī)技術(shù), 建立了不同型式周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型, 包括靜缸式直導(dǎo)槽發(fā)動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)缸式直導(dǎo)槽發(fā)動(dòng)機(jī)、靜缸式“8”字導(dǎo)槽發(fā)動(dòng)機(jī)和轉(zhuǎn)缸式“8”字導(dǎo)槽發(fā)動(dòng)機(jī), 并運(yùn)用ADAMS軟件對(duì)以上型式的發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行了仿真分析。仿真結(jié)果表明, 從發(fā)動(dòng)機(jī)的總體啟動(dòng)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(dòng)機(jī)相比較其他型式的發(fā)動(dòng)機(jī), 可基本實(shí)現(xiàn)自平衡, 轉(zhuǎn)速輸出波動(dòng)不大, 在工程上應(yīng)優(yōu)先采用。

魚雷; 周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī); 虛擬樣機(jī); 動(dòng)力學(xué)模型

0 引言

魚雷周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳動(dòng)機(jī)構(gòu)為空間連桿機(jī)構(gòu), 工作過(guò)程中各個(gè)零件在空間作復(fù)雜運(yùn)動(dòng), 且由于約束型式的不同使其運(yùn)動(dòng)更加具有多樣性。以往對(duì)周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)的仿真分析多采用理論計(jì)算的方法, 且由于運(yùn)動(dòng)的復(fù)雜性其分析一般建立在一些簡(jiǎn)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(jì)算。而運(yùn)用虛擬樣機(jī)技術(shù), 通過(guò)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(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行多方案的評(píng)估和優(yōu)化設(shè)計(jì)[1]。

在發(fā)動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)階段, 對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)型式的選擇顯得尤為重要, 型式的差異將對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)產(chǎn)生較大影響。本文運(yùn)用ADAMS軟件建立了各種不同型式周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)的虛擬樣機(jī)模型, 并對(duì)它們的動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行了比較分析, 通過(guò)分析比較結(jié)果可對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)階段的選型提供重要的理論依據(jù)。

1 周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)的虛擬樣機(jī)建模及工作原理

周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)按內(nèi)外軸約束形式的不同,可分為轉(zhuǎn)缸式斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)(斜軸不動(dòng), 缸體轉(zhuǎn)動(dòng)), 靜缸式斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)(斜軸旋轉(zhuǎn), 缸體固定)以及對(duì)轉(zhuǎn)式周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)(內(nèi)外軸同時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng))。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(dòng)機(jī)。斜盤和缸體之間可采用錐齒輪約束機(jī)構(gòu), 滾輪直導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu)(見(jiàn)圖1)和“8”字導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu)(見(jiàn)圖2)來(lái)保證轉(zhuǎn)動(dòng)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(jī)構(gòu)在工作過(guò)程中會(huì)造成較大的振動(dòng)和噪聲[2], 工程上一般用直導(dǎo)槽和“8”字導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu)代替。因此, 本文所做的分析主要針對(duì)采用直導(dǎo)槽或“8”字導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)缸式和靜缸式周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)展開(kāi)。

圖1 周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)虛擬樣機(jī)

圖2 “8”字導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu)

運(yùn)用unigraphics軟件對(duì)周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)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(dòng)活塞做功, 活塞通過(guò)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(dòng)機(jī)軸線方向的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩, 從而將活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為輸出軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng), 滾輪和導(dǎo)槽之間形成滾輪導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu), 以保證運(yùn)動(dòng)部件的同步性[3]。

2 周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力學(xué)分析

通過(guò)parasolid格式將unigraphics下的模型導(dǎo)入ADAMS中進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析。然后在ADAMS中定義相對(duì)運(yùn)動(dòng)部件的材料、密度、運(yùn)動(dòng)副、驅(qū)動(dòng)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(dòng)機(jī)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(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的缸內(nèi)工作過(guò)程進(jìn)行數(shù)值模擬, 得到了一個(gè)周期內(nèi)各個(gè)氣缸(見(jiàn)圖3)的驅(qū)動(dòng)力隨轉(zhuǎn)角的變化曲線, 如圖4所示, 將它作為發(fā)動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)力。

圖3 缸號(hào)表示

圖4 6個(gè)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(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)對(duì)比

2.1.1 對(duì)活塞速度影響

從仿真曲線可以看出, 采用直導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu), 1缸、2缸和3缸活塞的運(yùn)動(dòng)將變得不對(duì)稱, 即1, 2, 3缸的活塞運(yùn)動(dòng)到同一空間位置時(shí), 其速度將有少許差別(見(jiàn)圖5), 而采用“8”字導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu), 各個(gè)缸活塞的運(yùn)動(dòng)將變得嚴(yán)格對(duì)稱, 活塞的運(yùn)動(dòng)更為平穩(wěn)(見(jiàn)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(duì)缸體和斜盤轉(zhuǎn)速影響

直導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu)缸體和斜盤的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度不同步(見(jiàn)圖7), 它們的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度均有較大波動(dòng), 每個(gè)氣缸連桿前球心和后球心的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)在主軸轉(zhuǎn)到同一空間位置時(shí)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(jī)構(gòu)使得缸體和斜盤的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度基本嚴(yán)格同步且比較平穩(wěn)(見(jiàn)圖8), 保證了各個(gè)氣缸運(yùn)動(dòng)和受力的一致性, 避免某一缸活塞在工作過(guò)程中承受過(guò)大的側(cè)向力。

2.1.3 對(duì)滾輪和導(dǎo)槽之間受力影響

采用直導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu)滾輪始終和一側(cè)導(dǎo)板有力的作用, 換向時(shí)也緊貼導(dǎo)板, 不會(huì)產(chǎn)生沖擊力(見(jiàn)圖9)?！?”字導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu)采用6個(gè)滾輪和導(dǎo)槽, 6個(gè)滾輪中對(duì)稱的一對(duì)將同時(shí)工作, 且相鄰的滾輪工作時(shí)存在重疊。工作過(guò)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(shí), 它們之間存在著較大的高頻換向沖擊力(見(jiàn)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(dòng)機(jī)對(duì)轉(zhuǎn)速和啟動(dòng)過(guò)程影響

從內(nèi)外軸約束型式來(lái)說(shuō), 靜缸式發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)較大, 轉(zhuǎn)缸式較為平穩(wěn)(見(jiàn)圖11和圖12)。從滾輪導(dǎo)槽約束型式來(lái)說(shuō), 采用“8”字導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu)的發(fā)動(dòng)機(jī)其轉(zhuǎn)速比采用直導(dǎo)槽約束機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)速平穩(wěn)(見(jiàn)圖13和圖14)。從實(shí)際過(guò)程定性分析, 轉(zhuǎn)缸式發(fā)動(dòng)機(jī)和靜缸式發(fā)動(dòng)機(jī)比較, 其外軸轉(zhuǎn)動(dòng)部件較多, 回轉(zhuǎn)半徑大, 從一定程度上對(duì)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)有阻尼作用; 而采用“8”字導(dǎo)槽的轉(zhuǎn)缸式發(fā)動(dòng)機(jī)其缸體和斜盤保持嚴(yán)格同步, 因此其轉(zhuǎn)速基本沒(méi)有波動(dòng), 可以保證發(fā)動(dòng)機(jī)功率的穩(wěn)定輸出, 這些和仿真曲線達(dá)到了很好的一致性。但在啟動(dòng)速度方面, 靜缸式發(fā)動(dòng)機(jī)明顯比轉(zhuǎn)缸式快。

圖11 靜缸式直導(dǎo)槽發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

圖12 轉(zhuǎn)缸式直導(dǎo)槽發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

圖13 靜缸式“8”字導(dǎo)槽發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

圖14 轉(zhuǎn)缸式“8”字導(dǎo)槽發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

2.3 周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)平衡分析

周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)為高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械, 缸內(nèi)壓力較高且頻繁進(jìn)行著進(jìn)氣、膨脹、排氣、壓縮過(guò)程, 空間運(yùn)動(dòng)復(fù)雜, 且加速度較高, 在工作過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生慣性力和慣性力矩, 作用在動(dòng)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(gè)魚雷的振動(dòng)。因此, 可以從連接處1和連接處2的受力來(lái)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)平衡性能進(jìn)行評(píng)估, 并采取添加配重的方法對(duì)其進(jìn)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(huì)出現(xiàn)沖擊, 在工程中應(yīng)用較少, 為節(jié)省篇幅, 僅對(duì)采用直導(dǎo)槽約束型式的周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行分析。

2.3.1 轉(zhuǎn)缸式斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)平衡分析

轉(zhuǎn)缸式斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過(guò)程中產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩包括2個(gè)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(duì)于旋轉(zhuǎn)缸體作往復(fù)運(yùn)動(dòng), 后球頭和斜盤部件一起作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng), 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(dòng)不再同步, 因此6個(gè)連桿部件為空間的復(fù)雜運(yùn)動(dòng)將產(chǎn)生慣性力和慣性力矩。斜盤在空間作純旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)且其旋轉(zhuǎn)軸線和自身對(duì)稱軸線重合, 因此不會(huì)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(dòng)機(jī)的動(dòng)平衡分析

靜缸式發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過(guò)程中產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩除了上述的2項(xiàng)外還包括: 1)擺盤的漸進(jìn)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生慣性力和慣性力矩; 2)斜軸部件的不對(duì)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(jìn)措施

從仿真曲線上可以看出, 采用轉(zhuǎn)缸式發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)基本實(shí)現(xiàn)了自平衡。

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

在工程上實(shí)現(xiàn)動(dòng)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(dòng)機(jī)的不平衡力和力矩不能完全平衡, 利用發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析, 是由于活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng), 連桿的復(fù)雜運(yùn)動(dòng)以及直導(dǎo)槽的約束使發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的總不平衡力和不平衡力矩并非簡(jiǎn)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(duì)周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力學(xué)分析, 可得出以下結(jié)論: 1) 轉(zhuǎn)缸式發(fā)動(dòng)機(jī)(直導(dǎo)槽)可基本實(shí)現(xiàn)自平衡, 轉(zhuǎn)速輸出波動(dòng)不大; 2) 靜缸式發(fā)動(dòng)機(jī)(直導(dǎo)槽)的平衡性能比較差, 必須采用加平衡塊的方法對(duì)其主要的不平衡分量進(jìn)行平衡, 轉(zhuǎn)速輸出波動(dòng)較大; 3) “8”字導(dǎo)槽約束結(jié)構(gòu)可以保證運(yùn)動(dòng)部件運(yùn)動(dòng)和受力的一致性, 且轉(zhuǎn)速基本沒(méi)有波動(dòng), 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(jī)構(gòu)滾輪始終和一側(cè)導(dǎo)板接觸, 不會(huì)發(fā)生換向沖擊, 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單, 要求精度相對(duì)較低, 工程上比較容易實(shí)現(xiàn); 4) 綜合考慮發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)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(dòng)機(jī)。

[1] 李鑫, 彭博, 何長(zhǎng)富, 等. 魚雷凸輪發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳動(dòng)機(jī)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(dòng)力裝置設(shè)計(jì)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(dòng)機(jī)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(jí)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?yàn)轸~雷熱動(dòng)力技術(shù).

(責(zé)任編輯: 陳 曦)