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    燃機(jī)快速并車過(guò)程的沖擊載荷特性分析及實(shí)驗(yàn)研究

    2022-04-26 07:51:30陳昊周瑞平樊紅雷俊松周少偉
    中國(guó)艦船研究 2022年2期
    關(guān)鍵詞:棘爪棘輪中間件

    陳昊,周瑞平*,樊紅,雷俊松,周少偉

    1 武漢理工大學(xué) 船海與能源動(dòng)力工程學(xué)院,湖北 武漢 430063

    2 中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心,湖北 武漢 430064

    0 引 言

    燃 燃 聯(lián) 合 動(dòng) 力(combined gas turbine and gas turbine,COGAG)裝置一般在巡航工況采用單機(jī)推進(jìn),加速工況采用雙機(jī)并車推進(jìn)。燃?xì)廨啓C(jī)并車的要求是保持轉(zhuǎn)速和負(fù)荷的平穩(wěn)變化,因此一般在低速工況下先使工作機(jī)與并入機(jī)的轉(zhuǎn)速同步,待同步自換檔(synchro-self-shifting,SSS)離合器穩(wěn)定嚙合之后,再逐漸轉(zhuǎn)移負(fù)荷,整個(gè)過(guò)程耗時(shí)較長(zhǎng)。在某些突發(fā)情況下,例如艦船遇到敵情需緊急并車來(lái)增加功率,負(fù)荷的快速加載將產(chǎn)生明顯的扭矩沖擊載荷并作用于推進(jìn)軸系,該沖擊載荷可能對(duì)離合器前后連接的軸系產(chǎn)生不利影響,因此有必要對(duì)其產(chǎn)生機(jī)理及影響因素進(jìn)行研究。

    目前,國(guó)內(nèi)外學(xué)者在SSS 離合器的嚙合動(dòng)力學(xué)方面做了大量研究工作,蔣德松等[1]、Jiang[2]、江嘉銘[3]、田穎等[4]通過(guò)建立力學(xué)模型,對(duì)SSS 離合器的嚙合過(guò)程進(jìn)行了仿真分析;張曉云等[5]、張曉寧等[6]借助三維模型和多體動(dòng)力學(xué)仿真軟件對(duì)SSS 離合器的運(yùn)動(dòng)過(guò)程進(jìn)行了仿真計(jì)算,這些研究成果主要通過(guò)仿真分析了SSS 離合器的嚙合時(shí)間、相對(duì)轉(zhuǎn)速及阻尼孔徑等因素的影響。在實(shí)驗(yàn)研究方面,魏君波[7]分析了空載狀態(tài)下的SSS離合器嚙合過(guò)程;張祥等[8-9]搭建了以電機(jī)為原動(dòng)機(jī)和負(fù)載的實(shí)驗(yàn)臺(tái)架,分析了SSS 離合器在嚙合脫開(kāi)及負(fù)荷轉(zhuǎn)移過(guò)程中的運(yùn)行性能;田穎等[10]搭建了以燃?xì)廨啓C(jī)和柴油機(jī)為原動(dòng)機(jī)的柴燃聯(lián)合動(dòng)力 裝 置(combined diesel or gas,CODOG)實(shí) 驗(yàn) 臺(tái)架,研究了切換工況下的SSS 離合器狀態(tài),得到了大量的實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)。Luneburg 等[11]研究了單軸燃?xì)廨啓C(jī)并車過(guò)程中的沖擊載荷,但其動(dòng)力學(xué)模型中的部分參數(shù)由隱式定義,故求解困難而難以推廣應(yīng)用。陳昊等[12]借助ADAMS 軟件對(duì)SSS 離合器嚙合過(guò)程中的沖擊載荷及軸系響應(yīng)進(jìn)行了分析,但其未對(duì)理論方法進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

    綜上所述,目前國(guó)內(nèi)外對(duì)于燃燃聯(lián)合動(dòng)力裝置在快速并車工況下的扭矩沖擊產(chǎn)生機(jī)理和影響因素研究還不夠深入,并且缺少相應(yīng)的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。為此,本文擬基于SSS 離合器的嚙合動(dòng)力學(xué)分析成果,研究燃?xì)廨啓C(jī)快速并車工況下SSS 離合器的動(dòng)力學(xué)狀態(tài),并建立實(shí)驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)行驗(yàn)證分析。

    1 SSS 離 合 器 的 工 作 原 理 及 動(dòng) 力 學(xué)分析

    1.1 SSS 離合器的工作原理

    SSS 離合器可以借助主動(dòng)端、從動(dòng)端的轉(zhuǎn)速差實(shí)現(xiàn)自動(dòng)離合,其由主動(dòng)件、從動(dòng)件和中間件構(gòu)成,對(duì)于承載能力較高的中繼式SSS 離合器,還附加有中繼件,其結(jié)構(gòu)及工作原理如圖1 所示。

    圖1 SSS 離合器的機(jī)械結(jié)構(gòu)及基本原理圖Fig. 1 Mechanical structure and basic principle of SSS clutch

    1.2 SSS 離合器的嚙合動(dòng)力學(xué)分析

    1) 主動(dòng)件受力分析。

    在嚙合過(guò)程的初始階段,主動(dòng)件將承受外力矩Min、螺旋齒上齒面壓力切向分力所產(chǎn)生的周向力矩Mhr、齒面摩擦力切向分力所產(chǎn)生的周向力矩Mfr、齒面壓力軸向分力Fha、齒面摩擦力軸向分力Ffa和端面限制軸向運(yùn)動(dòng)的軸向力Fb1。當(dāng)中間件接近螺旋花鍵軸的端面時(shí),在阻尼油腔的作下,中間件將承受駐退阻力,以免產(chǎn)生強(qiáng)烈的剛體碰撞,因此主動(dòng)件還會(huì)承受駐退阻力的反作用力FR。

    主動(dòng)件的動(dòng)力學(xué)方程為

    式中:Jin為主動(dòng)件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;ωin為主動(dòng)件的角速度;t為時(shí)間。

    FR可以用經(jīng)驗(yàn)公式表示為

    式中:c為阻尼系數(shù);Dt為螺旋花鍵分度圓的直徑;β 為螺旋花鍵的螺旋角;ωs為中間件的角速度,故ω in 與 ω s 的差值即為中間件的軸向速度;xs為中間件的軸向滑移量;LR為阻尼油腔開(kāi)始產(chǎn)生駐退力時(shí)的中間件滑移量。

    其中,

    式中:ρ 為滑油密度;Ac為阻尼油腔的橫截面積;μ為阻尼油孔的流量系數(shù);A為阻尼油孔的橫截面積。

    2) 中間件受力分析。

    在嚙合的初始階段,中間件將承受棘輪棘爪齒面壓力所產(chǎn)生的周向力矩Mp和軸向摩擦力Ffp、來(lái)自主動(dòng)件的反作用力Fha和Ffa,以及反作用力矩Mhr和Mfr。在嚙合過(guò)程中,棘輪棘爪將逐漸脫開(kāi),主齒輪與齒圈則逐漸進(jìn)入嚙合。當(dāng)棘輪棘爪脫開(kāi)之后,中間件將受到主齒輪所產(chǎn)生的周向力矩Mg和軸向摩擦力Ffg,在接近嚙合完成時(shí)中間件還將受到駐退阻尼力FR。

    中間件的動(dòng)力學(xué)方程為

    式中:Js為中間件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;ms為中間件的質(zhì)量;vs為中間件的軸向速度。

    其中

    3) 從動(dòng)件受力分析。

    從動(dòng)件在嚙合過(guò)程中將受到從動(dòng)端力矩Mex、來(lái)自中間件的反作用力矩Mp,Mg和反作用力Ffp,F(xiàn)fg,以及約束從動(dòng)件軸向運(yùn)動(dòng)的作用力Fb2。

    從動(dòng)件的動(dòng)力學(xué)方程為

    式中:Jout為從動(dòng)件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;ωout為從動(dòng)件的角速度。

    在嚙合過(guò)程中,由于從動(dòng)件始終約束中間件的周向旋轉(zhuǎn),則

    2 雙機(jī)快速并車與解列載荷的產(chǎn)生機(jī)理

    2.1 SSS 離合器嚙合過(guò)程的外部條件

    SSS 離合器主動(dòng)端的驅(qū)動(dòng)力矩Min由與其連接的燃?xì)廨啓C(jī)輸出扭矩決定,而從動(dòng)端的外力矩Mex則由聯(lián)合動(dòng)力裝置軸系的整體運(yùn)動(dòng)狀態(tài)所決定。聯(lián)合動(dòng)力裝置軸系可以簡(jiǎn)化為螺旋槳、齒輪箱、SSS 離合器、燃?xì)廨啓C(jī)及相應(yīng)連接軸段,如圖2 所示。

    圖2 軸系拆分示意圖Fig. 2 Diagram of shafting partition

    圖2 將軸系分割為SSS 離合器從動(dòng)件前、后兩個(gè)部分,從動(dòng)件后端軸系(與齒輪箱連接)的動(dòng)力學(xué)方程為

    式中:MT為另一臺(tái)已并車處于運(yùn)行狀態(tài)的燃?xì)廨啓C(jī)輸出扭矩;i為齒輪箱減速比;Mpro為螺旋槳的阻力矩;為后端軸系的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

    其中式中:Jfront為軸系中未經(jīng)減速部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(包含齒輪箱的小齒輪);Jrear為軸系中經(jīng)過(guò)減速部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(包含齒輪箱的大齒輪)。

    Mpro的計(jì)算公式為

    式中:KQ為螺旋槳的扭矩系數(shù);ρw為海水密度;np為螺旋槳的計(jì)算轉(zhuǎn)速;D為螺旋槳直徑。

    結(jié)合式(8),則式(6)中的動(dòng)量矩方程可以改寫(xiě)為

    式中,Mr為等效限制力矩,其在棘輪棘爪脫開(kāi)前即為Mp,棘輪棘爪脫開(kāi)后即為Mg。

    2.2 SSS 離合器嚙合過(guò)程的動(dòng)力學(xué)計(jì)算方法

    在SSS 離合器的嚙合過(guò)程中,各部件的速度和位置決定了SSS 離合器的嚙合狀態(tài),其積分計(jì)算公式如下:

    對(duì)于主動(dòng)件,

    對(duì)于中間件,

    對(duì)于從動(dòng)件,

    式(12)~式(14)中,φin,φs,φout分別為主動(dòng)件、中間件和從動(dòng)件旋轉(zhuǎn)的角度。

    SSS 離合器嚙合過(guò)程的動(dòng)力學(xué)矩陣方程為:

    在燃燃聯(lián)合動(dòng)力裝置并車之前,假設(shè)一臺(tái)燃?xì)廨啓C(jī)(下文簡(jiǎn)稱“工作機(jī)”)帶動(dòng)軸系以轉(zhuǎn)速n0運(yùn)轉(zhuǎn);下達(dá)并車指令之后,并入燃?xì)廨啓C(jī)(下文簡(jiǎn)稱“并入機(jī)”),在并入機(jī)的動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速達(dá)到n0之前,SSS 離合器從動(dòng)端將以轉(zhuǎn)速n0跟隨運(yùn)轉(zhuǎn)。此后,離合器主動(dòng)件在燃?xì)廨啓C(jī)驅(qū)動(dòng)下帶動(dòng)中間件滑移,其中離合器按照式(15)所述的動(dòng)力學(xué)關(guān)系運(yùn)行,直至完成嚙合。本文將仿真分析的起點(diǎn)設(shè)置為并入機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到n0的時(shí)刻,由于嚙合時(shí)間小于1 s,故假定燃?xì)廨啓C(jī)在離合器嚙合過(guò)程中以恒扭矩輸出功率。在一般情況下,為了追求系統(tǒng)的平穩(wěn)運(yùn)行,并入機(jī)將以很小的扭矩帶動(dòng)離合器主動(dòng)端持續(xù)加速直至離合器嚙合;然而,在快速并車工況下,并入機(jī)將直接以與工作機(jī)相當(dāng)?shù)妮敵雠ぞ貛?dòng)離合器嚙合,以縮短并車耗時(shí),從而在短時(shí)間內(nèi)快速提升動(dòng)力裝置的輸出功率。

    本文以圖3 實(shí)驗(yàn)臺(tái)架中的雙機(jī)并車軸系為研究對(duì)象,建立Matlab 仿真模型,其中工作機(jī)的扭矩設(shè)為12 N·m,并入機(jī)的扭矩設(shè)為6 N·m。在SSS 離合器嚙合過(guò)程中,中間件的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)和螺旋花鍵的扭矩曲線分別如圖4 和圖5 所示。從圖4中可以看出,當(dāng)中間件在t1時(shí)刻滑移至駐退阻尼力起作用的位置時(shí),其軸向滑移速度將有所降低,而后逐漸滑移至嚙合完成位置,并在t2時(shí)刻完成嚙合。從圖5 中可以看出,在t1時(shí)刻,螺旋齒上產(chǎn)生了明顯的扭矩沖擊,其幅值為230.04 N·m。

    圖3 實(shí)驗(yàn)臺(tái)架示意圖Fig. 3 Diagram of the test bench

    圖4 中間件行程Fig. 4 Position of sliding assembly

    圖5 螺旋齒扭矩曲線Fig. 5 Torque on spiral spline

    在產(chǎn)生扭矩沖擊的瞬間,雖然離合器尚未完成嚙合,但扭矩沖擊產(chǎn)生于螺旋齒,因此扭矩沖擊會(huì)同時(shí)作用于與離合器主從動(dòng)端相連的軸系。離合器主、從動(dòng)端的軸系微分方程為

    式中:Jin,Cin,Kin分別為主動(dòng)端軸系的慣量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣;Jex,Cex,Kex分別為從動(dòng)端軸系的慣量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣; θ,θ˙,θ¨分別為主動(dòng)端軸系的角位移、角速度、角加速度向量; θ′,θ˙′,θ¨′分別為從動(dòng)端軸系的角位移、角速度、角加速度向量;Ts(t)為并入沖擊載荷所構(gòu)成的向量。

    軸系的動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)分別如表1 和表2 所示。

    表1 主動(dòng)端軸系的動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)Table 1 Parameters of active side of dynamic model

    表2 從動(dòng)端軸系的動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)Table 2 Parameters of driven side of dynamic model

    按照鏈?zhǔn)较到y(tǒng)建模原則,建立軸系的集總參數(shù)模型,然后運(yùn)用Newmark 法分別對(duì)式(16)、式(17)進(jìn)行時(shí)域積分,即可得到離合器主、從動(dòng)端軸系在扭矩沖擊作用下的響應(yīng),如圖6 和圖7 所示,可以看出,在沖擊扭矩的作用下,主動(dòng)端和從動(dòng)端轉(zhuǎn)子均產(chǎn)生了明顯的扭矩響應(yīng),響應(yīng)幅值分別為59.31 N·m 和12.54 N·m,分別達(dá)到了額定扭矩的237.34%和50.16%(本文實(shí)驗(yàn)臺(tái)架的驅(qū)動(dòng)電機(jī)額定扭矩為25 N·m)。

    圖6 主動(dòng)端軸系的扭矩響應(yīng)Fig. 6 Torque response on active side of shafting

    圖7 從動(dòng)端軸系的扭矩響應(yīng)Fig. 7 Torque response on driven side of shafting

    2.3 棘輪棘爪相對(duì)位置對(duì)扭矩沖擊的影響

    在上文模擬燃?xì)廨啓C(jī)并車過(guò)程中,設(shè)定SSS 離合器上的棘輪棘爪在主動(dòng)端轉(zhuǎn)速超越從動(dòng)端的時(shí)刻正好處于嚙合位置。在實(shí)際運(yùn)行中,這一時(shí)刻的棘輪棘爪一般會(huì)錯(cuò)開(kāi)一定角度,即主動(dòng)端需相對(duì)從動(dòng)端加速轉(zhuǎn)過(guò)一定角度φr后才能使棘輪棘爪嚙合,其中φr的最大值為

    式中:b為棘爪數(shù)量;zp為棘輪齒數(shù)。

    設(shè)定棘輪棘爪在接觸時(shí)的相對(duì)初始角速度為ωr,則φrmax對(duì)應(yīng)的ωr最大值為

    一般情況下,主動(dòng)端開(kāi)始嚙合的相對(duì)初始角速度ωr介于0 與ωrmax之間,其值可能對(duì)嚙合過(guò)程中的扭矩沖擊產(chǎn)生影響,圖8 所示為ωr在最大和最小時(shí)的沖擊扭矩曲線,可以看出,ωr從0 增加至ωrmax時(shí),扭矩沖擊的峰值由230.04 N·m 增加至794.15 N·m,增幅為245.22%。

    圖8 不同ωr 下的扭矩沖擊曲線Fig. 8 Torque curve under different ωr

    將不同的并入燃?xì)廨啓C(jī)輸出扭矩Min及相對(duì)初始角速度ωr下的沖擊扭矩作用在軸系上,即可得到從動(dòng)端轉(zhuǎn)子的扭矩響應(yīng)幅值隨二者變化的曲線,如圖9 所示,可以看出,當(dāng)Min和ωr增加時(shí),轉(zhuǎn)子扭矩響應(yīng)幅也隨之增加。以輸出扭矩Min=6 N·m為例,ωr最大時(shí)的扭矩響應(yīng)幅值為32.91 N·m,比ωr為0 時(shí)增加了163.07%。

    圖9 不同Min 和ωr 下的沖擊扭矩響應(yīng)幅值Fig. 9 Amplitude of torque response under different Min and ωr

    需注意的是,由于SSS 離合器開(kāi)始嚙合前的棘輪棘爪相對(duì)位置具有隨機(jī)性,因此ωr對(duì)于系統(tǒng)而言也是一個(gè)隨機(jī)變量,這將導(dǎo)致并車過(guò)程中的沖擊扭矩和軸系響應(yīng)在一定范圍內(nèi)也具有隨機(jī)性。

    3 并車臺(tái)架實(shí)驗(yàn)

    3.1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)架介紹

    如圖10 和圖11 所示,燃?xì)廨啓C(jī)并車實(shí)驗(yàn)臺(tái)架由2 臺(tái)驅(qū)動(dòng)電機(jī)來(lái)模擬燃?xì)廨啓C(jī)(下文簡(jiǎn)稱“工作電機(jī)”和“并入電機(jī)”)的工作特性,由1 臺(tái)負(fù)載電機(jī)來(lái)模擬螺旋槳的工作特性。3 臺(tái)電機(jī)通過(guò)1 臺(tái)速比為3:1 的并車齒輪箱進(jìn)行連接,其中SSS 離合器安裝于并入電機(jī)與齒輪箱輸入軸之間,扭矩儀布置于離合器從動(dòng)端和齒輪箱輸入軸之間。實(shí)驗(yàn)臺(tái)架的主要設(shè)備參數(shù)如表3 所示。

    表3 雙機(jī)并車臺(tái)架的主要參數(shù)Table 3 Main parameters of double engine parallel platform

    圖10 實(shí)驗(yàn)臺(tái)架原理圖Fig. 10 Schematic diagram of the test bench

    圖11 實(shí)驗(yàn)臺(tái)架的設(shè)備布置Fig. 11 Equipment layout of the test bench

    3.2 實(shí)驗(yàn)過(guò)程及數(shù)據(jù)分析

    并車實(shí)驗(yàn)的控制流程如下:

    1) 工作電機(jī)設(shè)置為12 N·m 輸出,同時(shí)設(shè)置相應(yīng)的負(fù)載電機(jī)扭矩系。

    2) 當(dāng)系統(tǒng)穩(wěn)定于一定轉(zhuǎn)速時(shí),上位機(jī)下達(dá)并車指令,并入電機(jī)以6 N·m 的扭矩進(jìn)行啟動(dòng)。

    3) 隨著離合器逐步嚙合,系統(tǒng)轉(zhuǎn)速逐步上升并趨于穩(wěn)定,至此完成并車。

    按照上文提出的計(jì)算方法和實(shí)驗(yàn)臺(tái)架并車參數(shù),實(shí)驗(yàn)軸系在并車沖擊載荷作用下的響應(yīng)幅值變化范圍為12.51~32.91 N·m(計(jì)算值)。

    圖12 所示為實(shí)驗(yàn)過(guò)程中扭矩儀所記錄的瞬態(tài)扭矩?cái)?shù)據(jù),可以看出,在完成并車的瞬間,軸系產(chǎn)生了明顯的瞬時(shí)扭矩響應(yīng),其幅值為19.15 N·m,沖擊持續(xù)時(shí)間約為0.15 s。通過(guò)在相同并車參數(shù)工況下重復(fù)實(shí)驗(yàn),即可發(fā)現(xiàn)該扭矩響應(yīng)的幅值在一定范圍內(nèi)波動(dòng)。圖13 所示為20 次重復(fù)實(shí)驗(yàn)的扭矩幅值,可以看出,軸系在扭矩沖擊下的響應(yīng)變化范圍為14.07~31.74 N·m,其最大值、最小值與理論計(jì)算值的偏差分別為3.56% 和8.86%,從而驗(yàn)證了本文理論計(jì)算方法的正確性。

    圖12 并車過(guò)程的瞬時(shí)扭矩曲線Fig. 12 Transient torque of engagement

    圖13 重復(fù)實(shí)驗(yàn)的扭矩幅值Fig. 13 Torque amplitude in repeated experiments

    4 結(jié) 論

    通過(guò)建立SSS 離合器的動(dòng)力學(xué)模型,對(duì)燃燃聯(lián)合動(dòng)力裝置的快速并車過(guò)程進(jìn)行仿真,得出如下結(jié)論:

    1) 快速并車操作時(shí),SSS 離合器阻尼油腔產(chǎn)生駐退力的瞬間將在螺旋齒上產(chǎn)生明顯的扭矩沖擊。

    2) 在扭矩沖擊的作用下,離合器主、從動(dòng)端連接的軸系將產(chǎn)生明顯的扭矩動(dòng)態(tài)響應(yīng)。

    3) 由于棘輪棘爪相對(duì)位置的隨機(jī)性,并車過(guò)程中扭矩沖擊和軸系動(dòng)態(tài)響應(yīng)的幅值將在一定范圍內(nèi)波動(dòng),故在安全性校核時(shí)必須予以考慮。

    4) 通過(guò)臺(tái)架實(shí)驗(yàn),定量驗(yàn)證了扭矩沖擊作用下軸系響應(yīng)幅值及其波動(dòng)范圍理論計(jì)算方法的可行性。

    本文研究了燃燃聯(lián)合動(dòng)力裝置快速并車解列過(guò)程中沖擊載荷的產(chǎn)生機(jī)理,可為燃燃聯(lián)合動(dòng)力裝置的安全性評(píng)估提供參考。

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