水下航行器动力装置动力学特性研究

曹 浩, 文立华, 王志杰, 赵昌利

水下航行器动力装置动力学特性研究

曹 浩1, 2, 文立华1, 王志杰2, 赵昌利2

(1. 西北工业大学 航天学院, 陕西 西安, 710072; 2. 中国船舶重工集团公司 第705研究所, 陕西 西安, 710077)

动力装置是水下航行器辐射噪声的主要来源, 为了有针对性地隔离振动、控制辐射噪声, 有必要研究关键零件的运动特性和力学特性。文章采用自下而上的方法, 建立了包含发动机、燃料泵等在内的详细动力装置模型, 完成了虚拟样机建模。基于虚拟样机研究了活塞、配气阀体、减振垫、海水管等关键零件的运动特性及受力情况。经分析, 活塞的加速度突变、配气阀体和阀座脱离是轴向振动的主要成因; 受装配位置的影响, 6个减振垫径向载荷数值相当、规律相同, 而轴向的受力差异较大; 海水管轴向受力呈现单频周期特性。在工程设计中, 应区别设计减振垫刚度并用柔性海水管代替刚性海水管, 这些措施为降低辐射噪声提供了结构改进方向。

水下航行器; 动力装置; 动力学特性; 虚拟样机

0 引言

热动力驱动的水下航行器, 其动力装置通常使用转缸式斜盘发动机, 该类动力装置具有功率质量比大、高强化的特点。但由于斜盘发动机旋转零部件的动不平衡特性以及复杂的结构组合, 使之成为水下航行器噪声的最主要振源[1]。动力装置的振动噪声预测通常采用2种方法, 但都必须进行多体动力学分析, 完成发动机的运动学和动力学仿真, 以便对减振降噪设计进行理论指导。

最初对斜盘发动机动力学的仿真分析多采用理论计算的方法, 20世纪80年代初, 周岑[2-4]研究了摆盘发动机的运动学、动力学特性。马世杰等[5]对集成斜盘发动机的动力装置动力学计算方法进行了总结。李冬梅[6]、朱拥勇[7]、田兵[8]等使用理论计算的方法, 开展了斜盘发动机的约束机构、振动力平衡等研究工作。但由于热动力装置结构的复杂性, 这些理论计算和分析一般建立在简化的基础上, 特别是在某些非线性环节, 用理论计算难以得到可信的结果。

虚拟样机技术出现后, 在鱼雷热动力领域迅速得到应用。王国治[9-10]对鱼雷斜盘发动机的动力学性能进行了仿真, 研究了不同支承刚度时发动机的振动规律。李云志[11]仿真分析了活塞和连杆的运动趋势。张进军[1]获得了摆盘发动机主要部件的运动规律曲线, 分析了发动机振动噪音的主要成因。李鑫[12-13]得到了斜盘发动机关键部件的速度、加速度及受力情况。

前人的研究集中在斜盘发动机内部的运动学和动力学性能仿真, 未曾对集成斜盘发动机、柱塞式燃料泵、海水泵、滑油泵、隔板和壳体等组成的动力装置开展研究。文中运用虚拟样机技术建立了水下航行器动力装置的全尺寸模型, 研究了关键零件的运动特性和受力情况。

1 模型建立

文中基于NX软件平台, 建立了动力装置的详细实体模型, 按照实际装配关系虚拟装配。将虚拟装配的实体动力装置模型, 导入多体动力学分析软件RecurDyn内, 设置连杆和运动副等约束关系, 并根据实际情况, 设置接触对和阻尼弹簧等力载荷, 完成虚拟样机建模。

1.1 模型介绍

水下航行器的动力装置由转缸式斜盘发动机、燃料泵、海水泵、发电机、滑油泵、隔板和发动机舱壳体等组成。其装配关系和力传递途径如图1所示。

隔板为整个动力舱段的支撑结构, 各种泵安装在隔板前端面。发动机通过其自身的端盖部件使用螺栓方式与隔板连接, 配气阀体的配气面与发动机配气阀座配气面贴合。发动机端盖后端面的6根螺栓和海水泵的海水入口管为动力装置与机舱壳体之间的连接部位, 机舱壳体与发动机之间设计有减振垫。

图1 动力装置装配关系图

1.2 工作原理

燃料在燃烧室中分解燃烧生成高温高压的燃气, 燃气经配气机构(阀体和阀座)进入发动机气缸内作用于活塞顶面产生对活塞的推力, 这个力通过前球头、球座、连杆和后球、头球座作用于斜盘(斜盘通过轴承安装于斜轴上), 最终通过轴承作用于斜轴, 而斜盘和发动机缸体轴线有一倾角, 同时连杆在工作过程中其轴线与缸体和斜盘轴线也形成倾角, 这样使得斜轴上的作用力在发动机的径向和周向产生分量。其中周向力分量对斜轴产生转矩, 由于斜轴固联在后隔板上, 最终此转矩通过后隔板作用于壳体。斜轴周向力分量的反作用力对斜盘产生转矩, 由于斜盘和斜盘箱间有滚轮导槽约束机构约束, 保证了缸体、斜盘箱等与斜盘同步转动, 由此可把缸体、斜盘箱、活塞、连杆与斜盘等组成的转动部分看作整体来分析, 故斜轴对斜盘产生反作用力转矩即为发动机转动部件的转矩, 也即为转缸式斜盘活塞发动机的转矩。此转矩通过两部分传给气缸体, 一是活塞侧向力; 二是滚轮约束机构。气缸体产生的转矩通过连接在缸体上的传动轴输出, 提供给推进器。

辅机工作原理: 发动机工作后, 通过发动机主齿轮将功率分配给燃料泵、海水泵、滑油泵以及发电机等。发动机与滑油泵、海水泵、燃料泵之间的齿轮直接啮合, 发动机主齿轮与发电机齿轮的传动是通过塔齿轮2级增速传递。

1.3 虚拟样机建立

动力装置结构复杂, 零件多达上千个。为了尽可能准确地模拟动力装置的动力学性能, 在三维建模时, 采用了全尺寸、高保真建模。建模时遵循自下向上的建模思想: 从零件开始建模, 而后组装成功能部件, 再按照装配接口将部件装配成组件, 最终形成动力装置。

在多体动力学仿真时, 将运动零件或部件定义为连杆。多体动力学软件内的连杆和发动机内连杆概念不同, 在定义连杆时应充分理解多体动力学赋予连杆的内涵, 这样有利于简化模型, 提升建模的效率和求解速度。定义连杆的过程主要涉及到运动件的重心和转动惯性矩等属性。

运动零件之间通过运动副约束建立零件之间的运动关系。在多体动力学建模时, 运动零件之间的运动副约束就转换为连杆之间的运动副约束。虚拟样机软件通常设计有旋转副、球面副和直线运动副等多种能适应绝大多数情况的运动副。文中研究涉及到的主要运动副如表1所示(齿轮之间通过齿轮啮合连接)。

表1 主要运动副

动力装置工作时, 虚拟样机内的主要力学模型包括三维接触、衬套力学模型、弹簧力模型、矢量力和矢量扭矩模型。发动机约束机构滚轮与导板之间为三维接触, 使用三维接触可约束滚轮的运动, 仿真出滚轮和导板直接的接触力。配气阀体和配气阀座、燃烧室之间, 海水泵海水入口管和海水泵之间采用三维接触模型。使用该模型后, 配气阀体将发动机通过阀座传递过来的扭矩和力传递给燃烧室。燃烧室将力和扭矩向隔板和壳体传递。海水泵海水入口管和机舱壳体之间、发动机与机舱壳体之间的机构为减振垫, 在此处应用衬套力学模型模拟减振垫。

无论是功率试验还是冷车试验, 燃烧室内和气缸体内的气体压力均是存在的。模型中将压强转换为力施加到气缸和阀体上。配气阀体后端的3个预压紧弹簧力使用弹簧力学模型施加。

2 动力学仿真分析

动力学仿真主要涉及: 1) 活塞、连杆等在工作时的运动学和力学特性, 包括部件上特定部位的加速度、速度和位移; 2) 组成动力装置各种组件间的相互作用力的大小、方向及其变化规律; 3)在整机隔振情况下, 动力装置向动力舱段机舱壳体的振动传递情况。

开展动力学仿真分析之前, 首先要确定以下参数, 即主要输入参数: 辅机扭矩、发动机主轴转速、燃烧室压力和弹簧预紧力等, 以及减振垫刚度和阻尼特性等工况参数。文中研究为冷车试验台上的动力舱段振动特性, 为了逼近真实情况, 虚拟样机的边界约束条件以试验台为准, 即冷车状态电机拖动发动机主轴。主要的边界条件概括如下: 机舱壳体固定在试验台架, 发动机主轴施加逆时针(从尾部向头部看)转速。

2.1 活塞运动特性

在发动机各主要部件中, 活塞相对于气缸体作直线运动。图2是动力装置运行稳定时, 活塞的速度和加速度。从图中可知, 活塞加速度和速度总体呈周期性变化, 符合简谐运动规律, 活塞速度峰值为2.77 m/s, 加速度最大值为483.2 m/s2。从图中还可发现, 在动力装置稳定运转时, 活塞部件加速度在某些位置(距离峰值约1/3处)有突变, 这是活塞受力突变的反应, 很容易引起机构的振动和噪声。

图2 活塞速度与加速度

2.2 配气阀体动力学特性

配气阀体在燃气力、弹簧力等的作用下, 只能沿轴向(方向)运动。配气阀体的配气平面和发动机的配气阀座贴合, 在发动机旋转时会使其产生方向和方向的力。

配气阀体是连接发动机和燃烧室等其他部分的关键零件, 是动力舱段振动传递的关键路径。为此, 从虚拟样机提取了配气阀体的轴向运动速度和受力情况, 如图3~图6所示。

图3 配气阀体轴向速度

图4 配气阀体x向力

图5 配气阀体y向力

图6 配气阀体z向力

从图3可以看出, 配气阀体的轴向运动速度峰值约为0.42 m/s。配气阀体在轴向上的运动速度呈现有规律的脉冲, 经分析, 这与配气阀体的配气相位有密切关系。燃气经由配气阀体向发动机输送为周期行为, 发动机每旋转1周, 6个气缸均要轮流进行进气和排气, 因此导致配气阀体的轴向受力为周期性脉冲。

图4~图6为配气阀体3个方向在1个转动周期的受力图。从数值上看, 配气阀体轴向受力约为其他2个方向的2倍, 这是由于配气阀体受力主要来自燃气在轴向的冲刷和冲击, 其他2个方向力是由阀体和阀座之间的相对旋转和摩擦产生的。配气阀体的轴向受力均值基本维持在8 000~ 8500 N, 其他2个方向峰值基本在5 000 N左右, 最小值接近0 N。方向和方向的力达到零, 说明轴向运动使配气阀体和阀座之间出现瞬时脱离现象, 脱离后又迅速接触, 这就产生了冲击振动。

相对于方向和方向受力图, 轴向(方向)受力呈现出更为明显的周期性, 轴向的周期性受力和周期配气是密切关联的。配气阀体的轴向和其他2个方向的受力和振动均通过燃烧室和发动机传递到动力舱段的机舱壳体。

2.3 减振垫受力分析

减振垫安装在发动机与机舱壳体之间, 一般采用组合结构设计, 既能起到减振作用, 还能承受冲击作用。减振垫刚度是决定其性能的关键参数。为设计合适的减振垫, 有必要研究其受力情况。

从图7~图9可以看出, 在向和向各个减振垫的受力载荷差距不大, 其减振垫上受力的差异主要是由于减振垫沿壳体周向布置不均匀引起的。从图9可看出, 各个减振垫上的轴向(方向)载荷差异较大。最大值约为8770 N, 出现在减振垫5上; 从平均值看, 减振垫1上的载荷仅次于减振垫5上的载荷, 排在第2位。从三维模型可知, 减振垫5和减振垫1分别位于活塞后止点和活塞前止点对应的位置。根据斜盘式活塞发动机工作原理, 活塞运动到前止点或后止点时, 速度降为零。活塞运动方向换向, 此时的轴向加速度特别大。从前文计算的数据看, 在活塞换向时加速度高达约50。活塞换向时的巨大加速度, 是造成减振垫5和减振垫1处轴向载荷大于其他减振垫的原因。

图7 减振垫x向力

图8 减振垫y向力

图9 减振垫z向力

2.4 海水管受力分析

为了冷却发动机, 水下航行器通常从外部引入海水。海水管不可避免地连接着海水泵和机舱壳体, 在动力系统和机舱壳体之间形成了振动传递通路。为了控制水下航行器的噪声辐射, 有必要研究海水管的受力情况。

海水管受到的载荷如图10所示,方向、方向的力大于方向, 这说明海水管受到的轴向载荷小, 在机舱壳体固定的条件下, 动力装置主要表现出来的振动为径向振动。在径向上的力在时域内变化冲击比较明显, 显得杂乱无章, 而轴向力在时域内周期性比较强, 为近似单频振动。

图10 海水管受力情况

3 结束语

文章以水下航行器动力装置为研究对象, 建立了包含详细三维结构的虚拟样机。通过对虚拟样机施加约束和载荷, 模拟了动力装置冷车工作状态, 以此为基础研究了动力装置关键零件的运动学和力学特性, 得出以下结论:

1) 活塞部件加速度在距离峰值约1/3处有突变, 这是引起轴向振动的主要原因。

2) 由于多气缸轮流配气, 导致配气阀体和阀座之间工作时会出现瞬时脱离又迅速接触现象, 这是产生轴向冲击振动的原因之一。

3) 各个减振垫在向和向的受力载荷数值相当、规律相同, 受力差异主要是由于减振垫沿壳体周向布置不均匀引起的。各个减振垫在向的载荷差异较大, 这是由于减振垫相对于活塞的前后止点位置固定引起的, 对应于发动机活塞前止点处减振垫载荷最大, 对应于发动机活塞后止点处减振垫载荷次之。

4) 在动力舱段壳体固定的条件下, 海水管受到轴向的载荷小于径向载荷。径向载荷在时域内变化频度高, 显得杂乱无章, 而轴向力在时域内周期性比较强, 为近似单频振动。

综上所述, 文章对关键零件进行了受力和运动特性分析, 根据分析结果可采取以下结构改进措施:

1) 区别设计隔振垫的刚度。对应于发动机活塞前、后止点位置的隔振垫, 在向受力远远大于其他隔振垫, 应对其适当增加刚度。

2) 使用柔性海水管代替刚性海水管, 降低振动向动力舱段壳体传递。

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Dynamic Characteristics of Undersea Vehicle Power Plant

CAO Hao1,2, WEN Li-hua1, WANG Zhi-jie2, ZHAO Changi-li2

(1. College of Astronautics, Northwestern Polytechnical University, Xi’an 710072, China; The 705 Research Institute, China Shipbuilding Industry Corporation, Xi’an 710077, China)

To control radiation noise of undersea vehicles, a detailed power plant model of undersea vehicle, including such as engine and fuel pump, is established, and the virtual prototype modeling is completed. Based on the virtual prototype, the motion characteristics and forces on the major parts, such as piston, body of pneumatic valve, damping pad and seawater pipe, are analyzed. It is found that: 1) the abrupt change of the piston’s acceleration and the disengagement of the valve body from valve seat are the main causes of axial vibration; 2) due to the influence of the assembly position, the six damping pads have equivalent radial load values and the same stressing regularity, but their axial forces are quite different; 3) the axial force of the seawater pipe exhibits a single-frequency period characteristic. It is suggested that in engineering design, the stiffness of the damping pads should be distinguished, and flexible seawater pipe should be substituted for rigid one, which may facilitate reduction of the radiated noise.

undersea vehicle; power plant; dynamic characteristics; virtual prototype

TJ630.32; TB71.2

A

2096-3920(2019)06-0673-07

10.11993/j.issn.2096-3920.2019.06.011

2019-05-06;

2019-05-27.

曹 浩(1982-), 男, 在读博士, 高级工程师, 主要研究方向为振动传递路径分析.

曹浩, 文立华, 王志杰, 等. 水下航行器动力装置动力学特性研究[J]. 水下无人系统学报, 2019, 27(6): 673-679.

(责任编辑: 陈 曦)