校中狀態(tài)對軸系橫向振動傳遞特性影響研究
發(fā)布時間：2021-10-01 02:00
校中狀態(tài)是影響推進軸系振動的重要因素,軸系與艦艇尾部的耦合振動是影響其聲隱身性能的重要激勵源。本文首先對某船推進軸系進行負荷校中,通過研究軸承變位對軸承油膜特性的影響,確定了軸系校中前后軸系支撐邊界條件的變化,然后通過仿真和試驗驗證的方法研究了校中狀態(tài)對軸系振動傳遞特性的影響。結果表明,負荷校中能夠有效抑制軸系在一些峰值頻率點的振動傳遞。
【文章來源】：艦船科學技術. 2020,42(11)北大核心
【文章頁數】：6 頁
【部分圖文】：
軸系模型Fig.1Shaftingmodel
特性的影響，最后通過試驗對上述有限元分析結果進行驗證。1某船推進軸系負荷校中1.1軸系簡化模型及參數在進行軸系校中時，將推進軸系在彈性聯軸器處斷開，只考慮彈性聯軸器輸出端至螺旋槳的推進軸系簡化模型如圖1所示。軸系有5個軸承支承，從螺旋槳端至彈性聯軸器端依次為尾后軸承、尾中軸承、尾前軸承、推力軸承和中間軸承，將其依次編號為1#～5#軸承。為了計算方便，將軸頸一些位置的突起簡化成集中載荷處理。推進軸系載荷分布如圖2所示。圖1軸系模型Fig.1Shaftingmodel圖2軸系載荷分布Fig.2Loaddistributionofshafting1tf=104N推進軸系參數如表1所示。校中過程中力的單位采用噸力，。由于精度對負荷校中計算結果影響較大，各參數均精確到小數點后四位。表1軸系參數Tab.1Shaftingparameters參數值參數值參數值參數值P1/tf3.9400P7/tf1.5000l4/m4.6500a6/m13.8500P2/tf0.2131q1/tf·m10.3582a1/m0.7000a7/m18.6500P3/tf0.1136q2/tf·m10.2645a2/m4.1530a8/m19.8350P4/tf0.1989l1/m4.8000a3/m5.3500a9/m20.2700P5/tf0.8511l2/m4.5500a4/m6.7000E/Pa2.1e11P6/tf0.5960l3/m3.9500a5/m9.30001.2軸系負荷校中1.2.1軸系負荷校中將1#，4#和5#軸承布置在一條在直線上，通過改變2#和3#軸承的標高來實現軸系的負荷校中。負荷校中前后各軸承的支反力和軸承標高如表2所示，這里軸承標高以重力的反方向為正向。表2軸承支反力和標高Tab.2Reactionforceandelevationofbearings軸承1
hx。(2)Reynolds邊界條件認為液膜在軸承間隙內不是連續(xù)的，液膜在軸承擴散區(qū)的某處隨著負壓的增大而自然破裂，其邊界條件為：φ=0,p=0;φ=[φ2,2π],p=0,pφ=0。(3)式中：φ2為油膜破裂終止角。這個橢圓形的偏微分方程僅對特殊間隙形狀才可能求得解析解，而對于復雜的幾何形狀問題，無法用解析方法求得精確解，因此采用數值算法成為求解潤滑問題的有效途徑。將滑動軸承油膜的求解域進行離散化處理，等距離網格劃分如圖4所示。圖4油膜網格劃分Fig.4Meshofoilfilmαz=(i1)zi=1,···,m+1不考慮軸頸偏移，當軸頸傾斜角為正時，在任一截面，（）處軸頸的偏心距：e′=e+(i1)z·cosα，(4)αz=(i1)zi=1,···,m+1當軸頸傾斜角為負時，在任一截面，（）處軸頸的偏心距：e′=e(i1)z·cosα，(5)任一截面軸頸偏心率：ε′=e′C。(6)式中，C為半徑間隙。在任一截面z處偏角為θ位置的軸承油膜厚度可表示為：h=C(1+ε′cosθ)。(7)P(i,j)x有限差分法將各節(jié)點的1，2階偏導數用其周圍的節(jié)點變量值來表示。利用有限差分法求解雷諾方程的具體過程在滑動軸承潤滑的相關文獻和書籍中均有介紹，這里不再贅述。求得油膜壓力后，利用攝動法取一個小擾動量，根據式（8）可求得軸承在各個方向的油膜剛度。K=Fx=Fx=F′Fx。(8)2校中狀態(tài)對軸系振動傳遞特性影響研究2.1校中狀態(tài)對軸承油膜特性的影響軸系校中狀?
【參考文獻】：
期刊論文
[1]軸系校中狀態(tài)對艉軸承力傳遞特性影響[J]. 劉學偉,何其偉,樓京俊,李海峰,楊慶超. 噪聲與振動控制. 2016(04)
[2]船舶推進軸系校中對軸系振動影響分析[J]. 楊俊,王雋,王剛偉. 動力學與控制學報. 2016(02)
[3]艉軸承標高對軸系橫向振動的影響理論分析[J]. 馬斌,張志誼. 噪聲與振動控制. 2015(06)
[4]內外雙轉子系統支撐軸承不對中分析[J]. 馮國全,周柏卓,林麗晶,韓清凱. 振動與沖擊. 2012(07)
[5]軸承標高對多跨轉子-軸承系統非線性穩(wěn)定性的影響研究[J]. 崔穎,劉占生,韓萬金,王東華. 汽輪機技術. 2005(04)
[6]軸承標高對多跨軸系振動及穩(wěn)定性的影響[J]. 劉榮強,夏松波,汪光明. 哈爾濱工業(yè)大學學報. 1995(01)
本文編號：3417031
【文章來源】：艦船科學技術. 2020,42(11)北大核心
【文章頁數】：6 頁
【部分圖文】：
軸系模型Fig.1Shaftingmodel
特性的影響，最后通過試驗對上述有限元分析結果進行驗證。1某船推進軸系負荷校中1.1軸系簡化模型及參數在進行軸系校中時，將推進軸系在彈性聯軸器處斷開，只考慮彈性聯軸器輸出端至螺旋槳的推進軸系簡化模型如圖1所示。軸系有5個軸承支承，從螺旋槳端至彈性聯軸器端依次為尾后軸承、尾中軸承、尾前軸承、推力軸承和中間軸承，將其依次編號為1#～5#軸承。為了計算方便，將軸頸一些位置的突起簡化成集中載荷處理。推進軸系載荷分布如圖2所示。圖1軸系模型Fig.1Shaftingmodel圖2軸系載荷分布Fig.2Loaddistributionofshafting1tf=104N推進軸系參數如表1所示。校中過程中力的單位采用噸力，。由于精度對負荷校中計算結果影響較大，各參數均精確到小數點后四位。表1軸系參數Tab.1Shaftingparameters參數值參數值參數值參數值P1/tf3.9400P7/tf1.5000l4/m4.6500a6/m13.8500P2/tf0.2131q1/tf·m10.3582a1/m0.7000a7/m18.6500P3/tf0.1136q2/tf·m10.2645a2/m4.1530a8/m19.8350P4/tf0.1989l1/m4.8000a3/m5.3500a9/m20.2700P5/tf0.8511l2/m4.5500a4/m6.7000E/Pa2.1e11P6/tf0.5960l3/m3.9500a5/m9.30001.2軸系負荷校中1.2.1軸系負荷校中將1#，4#和5#軸承布置在一條在直線上，通過改變2#和3#軸承的標高來實現軸系的負荷校中。負荷校中前后各軸承的支反力和軸承標高如表2所示，這里軸承標高以重力的反方向為正向。表2軸承支反力和標高Tab.2Reactionforceandelevationofbearings軸承1
hx。(2)Reynolds邊界條件認為液膜在軸承間隙內不是連續(xù)的，液膜在軸承擴散區(qū)的某處隨著負壓的增大而自然破裂，其邊界條件為：φ=0,p=0;φ=[φ2,2π],p=0,pφ=0。(3)式中：φ2為油膜破裂終止角。這個橢圓形的偏微分方程僅對特殊間隙形狀才可能求得解析解，而對于復雜的幾何形狀問題，無法用解析方法求得精確解，因此采用數值算法成為求解潤滑問題的有效途徑。將滑動軸承油膜的求解域進行離散化處理，等距離網格劃分如圖4所示。圖4油膜網格劃分Fig.4Meshofoilfilmαz=(i1)zi=1,···,m+1不考慮軸頸偏移，當軸頸傾斜角為正時，在任一截面，（）處軸頸的偏心距：e′=e+(i1)z·cosα，(4)αz=(i1)zi=1,···,m+1當軸頸傾斜角為負時，在任一截面，（）處軸頸的偏心距：e′=e(i1)z·cosα，(5)任一截面軸頸偏心率：ε′=e′C。(6)式中，C為半徑間隙。在任一截面z處偏角為θ位置的軸承油膜厚度可表示為：h=C(1+ε′cosθ)。(7)P(i,j)x有限差分法將各節(jié)點的1，2階偏導數用其周圍的節(jié)點變量值來表示。利用有限差分法求解雷諾方程的具體過程在滑動軸承潤滑的相關文獻和書籍中均有介紹，這里不再贅述。求得油膜壓力后，利用攝動法取一個小擾動量，根據式（8）可求得軸承在各個方向的油膜剛度。K=Fx=Fx=F′Fx。(8)2校中狀態(tài)對軸系振動傳遞特性影響研究2.1校中狀態(tài)對軸承油膜特性的影響軸系校中狀?
【參考文獻】：
期刊論文
[1]軸系校中狀態(tài)對艉軸承力傳遞特性影響[J]. 劉學偉,何其偉,樓京俊,李海峰,楊慶超. 噪聲與振動控制. 2016(04)
[2]船舶推進軸系校中對軸系振動影響分析[J]. 楊俊,王雋,王剛偉. 動力學與控制學報. 2016(02)
[3]艉軸承標高對軸系橫向振動的影響理論分析[J]. 馬斌,張志誼. 噪聲與振動控制. 2015(06)
[4]內外雙轉子系統支撐軸承不對中分析[J]. 馮國全,周柏卓,林麗晶,韓清凱. 振動與沖擊. 2012(07)
[5]軸承標高對多跨轉子-軸承系統非線性穩(wěn)定性的影響研究[J]. 崔穎,劉占生,韓萬金,王東華. 汽輪機技術. 2005(04)
[6]軸承標高對多跨軸系振動及穩(wěn)定性的影響[J]. 劉榮強,夏松波,汪光明. 哈爾濱工業(yè)大學學報. 1995(01)
本文編號：3417031
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