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10以上经验公式中 自振频率计算中的单位柔度 无因次圆频率 将最

发布时间:2019-07-12 19:06 来源:未知 编辑:admin

  10以上经验公式中 自振频率计算中的单位柔度 无因次圆频率 将最大功率和转速 共振工况的浆转速 Zj气缸数和轴段数 桨参数 HDh桨的螺距直径盘面比桨叶厚 轴的直径系数和轴段长 d轴的内外径比轴段外径 5中干扰力矩那么可得能量平衡式 11解上方程式即可得共振工况下第一质量的实际振幅A1再根据自振频率

  10以上经验公式中 自振频率计算中的单位柔度 无因次圆频率 将最大功率和转速 共振工况的浆转速 Zj气缸数和轴段数 桨参数 HDh桨的螺距直径盘面比桨叶厚 轴的直径系数和轴段长 d轴的内外径比轴段外径 5中干扰力矩那么可得能量平衡式 11解上方程式即可得共振工况下第一质量的实际振幅A1再根据自振频率计算表可得各质量的共振振幅值及轴段的应力值上述利用能量平衡式求解共振振幅的经典方法其精度受到阻尼功精度的影响而阻尼功精度取决于大量实验资料由于实验上的难度影响了这方面工作的进展因此试验工作相对容易的放大系数法被广泛的用来求解强迫振动的共振振幅值 43 放大系数法求解共振振幅 本方法的基本思路和假定条件与能量法一样方法要点有1根据干扰功和阻尼功相等为条件运用放大系数概念设法求得第一质量的共振振幅2用所得值和自由振动所得的振型图即值 推算出各质量的实际共振振幅以及求出各轴段上应力为应力标尺 对于两端自由的轴系所简化的多质量系统在干扰力矩作用下实际振幅与一个所谓平衡振幅之比称为系统的放大系数为了计算方便一般以第一质量为讨论对象即第一质量实际振幅与第一质量平衡振幅之比称为该系统的放大系数 平衡振幅是将干扰力矩作静力距作用在系统上两系统按能量平衡的关系产生的振动所具有的振幅 由于假设系统处于静力矩作用因而可忽略阻尼的影响即多质量系统在无阻尼情况下受静态干扰力矩作用这时干扰力矩所作的功完全由系统势能弹性变形能平衡 第K质量处的弹性势能为 尾轴段刚度因此多质量系统的弹性势能因等于当多缸机干扰力矩作为静力矩作用在系统上时每一循环做功的平均值为 于是可得 13由此可知平衡振幅是无阻尼振动振型下以次干扰力矩幅值作静力矩按能量平衡关系求得的振幅值显然平衡振幅不是一个常数不同质点处都不同 根据放大系数定义推进轴系模化的多质量系统第一质量实际振幅值为 而柴油机放大系数 a为阻尼因子一般a004对直列式柴油机轴系双结和三结振动 位质点数轴段放大系数 15为除曲轴及弹性联轴器等弹性元件以外的所有轴段k s即飞轮n为质点数为系统自振频率 螺旋桨放大系数 对振幅a为系数一般可取a 30 如果桨数据齐全时可根据盘面比螺距比和力矩系数确定 则总的放大系数为 这样即可求出再根据振型相似假定推进装置其它质量的振幅值就可按自由振动计算求得的各质量的相对振幅值而求的即 共振时第KK1质量之间的轴段应力为 17式中为第KK1轴段上受到的弹性力矩即Holzer表中第五列有关的数值和第一质量之积 为第KK1轴段上的应力标尺 为第KK1轴段截面模数 18其中 为第KK1轴段直径和轴中孔直径对曲轴一般以曲柄销直径为准对螺旋桨轴一般以后轴承到前隔舱密封填料函之间的最小直径为准 经过计算如果最大共振应力小于船规的许用应力同时振幅也没有超过需用值则就认为该推进装置是能够安全工作的计算工作也就到此结束如果有某谐次共振应力超过需用值则还要作非共振计算以便做出扭振应力曲线了解共振点附近扭振应力情况 44 非共振计算 非共振计算的准确性比共振计算更差一些因为它是在下述3个假定条件下计算的 1非共振情况下的振型和自由振动相同 2计算时只考虑共振时的某一简谐干扰力矩作用忽略其它干扰力矩的影响 3非共振情况下阻尼作用和共振时相同 非共振第一质量振幅和轴段应力可按下式计算 20式中A1共振时第一质量振幅 共振时轴段应力 计算工况时发动机转速和某简谐次共振转速 Q共振时推进装置放大系数 45 临界转速的确定 推进轴系的临界转速在自由振动频率和干扰力矩以求得的情况下就可以计算确定 根据前面分析柴油机干扰力矩是复杂的简谐力矩可分为 123二冲程或 051152 四冲程的各种谐次的简谐力矩某一谐次干扰力矩可表示为 其中时发动机转速相应的圆频率 次干扰力矩圆频率它随发动机转速而线性变化推进装置自振频率和发动机转速无关只与系统本身参数有关当干扰力矩频率和推进装置某一自振频率相同时就发生共振即 通常把共振工况下相应的发动机转速成为临界转速未能分得清楚起见可以称为某结点次临界转速表示扭振系统临界转速情况的图称为临界转速图在柴油机工作转速范围内工作时将会遇到很多临界转速即推进系统遇到共振的机会是很多的但是实践表明其它的临界转速危险性不大这是因为 1干扰力矩的强弱是各不相同的从简谐分析可知 的谐次越高干扰力矩幅值越小当 大于12次以上时由于干扰力矩幅值很小常常忽略起作用 2在多缸机中同一结数振动形式的各种谐次干扰力矩做功数 值是有差异性的优势他们的差异可达几十倍至多有危险的往往是那些 值较大的谐次而那些 值较小的谐次在振动中则可以忽略 3由于干扰力矩仅在共振时对系统作用有能量输入当系统处于某一谐次的临界转速时相对于其它处于非共振的谐次来说这一谐次振动往往处于主导地位其它的就可以忽略其影响 基于以上原因虽然临界转速很多但大部分都会引起的振动很小甚至在实际测量中无法感觉到他们的存在只有那些 值很大干扰力矩幅只又有相当熟知的谐次才会在临界转速时产生较大的振动应引起注意这种临界转速称为主临界转速计算时首先应分析该临界转速下的扭振情况其次临界转速的危害性还必须结合发动机的工作转速范围因为远离发动机工作转速范围的临界转速对推进装置并不会产生多大危害所要考虑的仅是发动机工作转速范围内的那几个临界转速相应的简谐次数可由下式来决定 为单双结临界转速为发动机额定转速和最低稳定稳定转速 第五章 推进轴系扭转振动的控制方案 通过扭转振动的校核计算如果轴段的扭振附加应力超过船规规定的许用应力时应该采取减振避振措施控制其振动保证安全运行 而通常解决推进轴系危险共振的措施主要有三类1调频避振2平衡外干扰减少输入系统能量的减振3增加系统阻尼的降振减幅至于在工作转速范围内划禁区采取操作中快速通过的方法仅是一个临时措施只在万不得已情况下才使用而船规又规定08105的额定转速范围内不准划禁区且不允许在常用转速法范围内存在单结主简谐振动即使扭振应力超过许用值 51 调频避振 调整轴系扭振固有频率的基本方法是调整系统的转动惯量扭转刚度及其分布规律由于系统各阶固有频率对转动惯量扭转刚度变化的灵敏度不同不同频率振型下的调频方案也是不同的具体来说节点及其附近刚度的变化和远离节点的转动惯量的变化对固有频率影响最大根据这个特点理论上可以做到仅高速某阶固有频率和使其他阶固有频率基本不变 由振动理论可知固有频率只取决于系统本身特性参数改变系统上任何一个部件的惯量和弹性或者改变它们在系统中所处的位置都可以引起系统固有频率的变化但是系统固有频率地各部件惯量和刚度的灵敏度是不同的通常变更结点附近的柔度对自振频率影响大远离结点处影响小在改变转动惯量时远离结点的转动惯量变化对自振频率影响大远离结点处影响较小在改变转动惯量时远离结点的转动惯量变化对固有频率影响较大因此可以调整单结振动固有频率的措施对其他结点振动固有频率调整不一定有效所以调频方案的选取对不同系统是不同的 com 选择合适的飞轮惯量 在推进轴系中可以改变的转动惯量由曲轴平衡块惯量螺旋桨惯量和飞轮惯量通常平衡块惯量由柴油机动力学平衡问题所决定变动的余地不大螺旋桨惯量由船体阻力和航速等决定一般当材质确定后惯量变化会影响螺旋量推进效率和航速等而飞轮惯量调整对动力装置影响比较小对扭振的影响在某些情况下恰好很大从振动控制角度来分析飞轮不仅可以装在柴油机输出端也可以装在柴油机自由端称调频飞轮或者装在轴系中间某一位置上现在许多种大型柴油机出厂时除了安装按柴油机平衡要求设计的基本惯量飞轮外还有几种不同惯量飞轮供选用 飞轮惯量变化对推进轴系固有频率和振型都有影响飞轮惯量增加能使固有频率下降并使结点向飞轮端靠拢单结振动结点一般都在轴系上飞轮惯量增大后不仅能使自由频率下降而且因结点向飞轮端靠拢振型发生变化使螺旋桨处振兴增大螺旋桨阻尼在单结振动中是整个系统阻尼的主要成分且螺旋桨阻尼功于振幅平方成正比采用大惯量飞轮使螺旋桨阻尼功作用明显增加此时如果忽略柴油机和轴段阻尼影响系统总放大系数将减小使减小从而是轴段扭振应力适当减小 但是飞轮惯量变化时必须注意对单结双结三结振动的综合影响一般说对尾轴型布置的轴系为减小单结振动应力而选用较大惯量飞轮时应注意避免把双结振动危险的共振转速压低到常用转速范围内产生新的矛盾其次要注意飞轮惯量增大将使双结振动中曲轴上的那个结点位置向飞轮方向移动使主简谐的相对振幅矢量和增大而使曲轴应力增加同样道理如果常用转速范围内存在较大双结振动应力就可选用较小惯量飞轮让双结主临界转速超过额定转速从而使常用转速范围避开危险的共振 com 改变系统柔度 改变系统柔度主要是指改变发动机飞轮到螺旋桨之间联接轴端柔度是调节单结振动固有频率的极为有效方法但它对双结振动频率影响不大一般有以下3种措施 1改变轴系长度在机舱布置允许的条件下采用增加轴系长度提高轴系柔度是降低单结振动固有频率的极为有效方法 2轴系加装弹性联轴器由于弹性联轴器柔度大可是轴系柔度增加几倍到几十倍而又不使轴系几何尺寸有大的变化它可以较大幅度地降低系统的单结固有频率是绝大部分低谐次的临界转速处于工作转速以下 对于低速机装置由于扭距大弹性联轴器加工制造比较困难因而采用的比较少对于中速机装置它就成为调频避振的一个很有效的方法尤其对尾机型装置更为适应但是选用弹性联轴器改善单结振动时要注意是否会引起双结或三结振动频率变化引起新的矛盾弹性联轴器不仅能改善轴系的扭振特性并使轴系容易对中而且还能吸收齿轮传动装置上的波动扭矩减少齿轮的齿击 现象保护齿轮 3增大轴径对某些轴系尤其是采用低速二冲程少缸机45缸的轴系当轴系较短时按船规计算的轴的基本直径为基础而设计的轴系主临界转速往往会落在主机工作转速范围之内并会很靠近额定转速按船规要求在08105范围内不准划禁区且不存在单结主简谐共振即使扭振应力未超过需用值对于这种轴系调频避振的有效而简单办法是加大轴的直径增加轴系刚度把主临界转速移到额定转速以上 轴径加大程度和轴系长度螺旋桨飞轮矩大小有关一般选取中间轴直径增大量比螺旋桨轴直径增加量大这样处理可是尾轴密封装置尺寸不致太大对降低造价和保证密封装置可靠性有利另外尾柱轴毂尺寸和螺旋桨毂均可不必额外加大可避免船体附体阻力增加提高推进效率从节能观点看也是有好处的 com 选定适当的螺旋桨惯量 螺旋桨惯量由船体阻力航速等决定除非万不得已一般不希望仅由于扭振而更改其设计 变动螺旋桨惯量但是对于相同参数的螺旋桨若选用不同材料它们的转动惯量也会不同 螺旋桨惯量降低也能使系统单结点位置向飞轮处靠近使螺旋桨处振幅增大收到采用增大飞轮同样的减振效果但是它和增大飞轮所不同的是固有频率恰有所增加 52 平衡外干扰减少输入系统能量的降幅减振 根据柴油机扰动力矩对系统做功的关系是在发动机参数一定即一定时减小相对振幅矢量和就等于减少输入系统能量达到降幅减振的目的影响相对振幅矢量和大小的主要因素是系统振型和扰动力矩矢量图改变发火顺序可以调整非主简谐次数相对振幅矢量和的大小但不会改变主简谐次的相对振幅矢量和因为主简谐的所有扰动力矩矢量相位为零如果采用不规则的曲柄排列可消除主简谐次的共振危险但是不规则的曲柄排列使发动机平衡性比较差一般很少采用在某些情况下发动机自由端加装一只飞轮能调节双结振型调节曲柄上结点的位置从而减少主简谐相对振幅矢量和 减小螺旋桨伴流场的不均匀性适当调整曲柄端面图上曲柄和螺旋桨叶片的相对夹角使发动机和螺旋桨的扰动力矩产生的振动响应彼此抵消使总的响应下降采用动力减振器利用它的惯量在共振工况下的振荡平衡系统外干扰以消除共

  船舶轴系扭转振动的研究(已处理),船舶轴系,扭转振动,船舶振动,轴系扭振,轴系结构,自然轴系,轴系分析,轴系受力分析,速腾断轴系

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