孫金衛(wèi)，李 屹

(中國衛(wèi)星海上測控站，江蘇 江陰 214431)

由于空間擺盤機(jī)構(gòu)的活塞運(yùn)動軸線與力矩輸出軸線垂直，所以相對于傳統(tǒng)的平面曲柄連桿機(jī)構(gòu)，具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積比功率大等優(yōu)點(diǎn)，美國、俄羅斯等已經(jīng)成功研制出各種功率的擺盤發(fā)動機(jī)，并將其用作特種發(fā)動機(jī)的動力推進(jìn)裝置。

擺盤發(fā)動機(jī)的振動與噪聲問題受到人們的長期關(guān)注。文獻(xiàn)［1］中介紹了對置活塞二沖程雙擺盤柴油機(jī)，對擺盤運(yùn)動部件進(jìn)行運(yùn)動綜合，并用點(diǎn)的復(fù)合運(yùn)動概念和剛性陀螺理論對擺盤的受力和慣性力矩作了分析和計(jì)算。周岑［2-4］采用矩陣形式的封閉方程式，對擺盤機(jī)進(jìn)行了運(yùn)動與動力分析，并計(jì)算出部分性能曲線。文獻(xiàn)［5］對擺盤機(jī)動平衡進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，從而減小了發(fā)動機(jī)的振動響應(yīng)。文獻(xiàn)［6-8］中對發(fā)動機(jī)軸系的扭振/彎曲振動進(jìn)行了理論和實(shí)驗(yàn)研究。文獻(xiàn)［9］給出了多自由度動力減振器參數(shù)的優(yōu)化方法。文獻(xiàn)［10］中采用單自由度隔振研究了空間擺盤機(jī)轉(zhuǎn)動對基座的沖擊。這些研究工作為本文提供了一定的理論基礎(chǔ)。

擺盤發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)動是引發(fā)發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)和動力裝置振動及噪聲的主要激勵源。為隔離擺盤轉(zhuǎn)動對基座的沖擊，本文從復(fù)合隔振理論出發(fā)，抽象出擺盤發(fā)動機(jī)、中間隔振板、支撐結(jié)構(gòu)集成系統(tǒng)的動力學(xué)模型，建立2自由度系統(tǒng)的振動方程，給出發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)動傳至支撐結(jié)構(gòu)激振力的數(shù)學(xué)表達(dá)式，并得到隔振系統(tǒng)的力傳遞系數(shù)，分析振動傳至基座力的扶貧特性，并研究隔振板質(zhì)量、剛度系數(shù)、阻尼系數(shù)對傳遞系數(shù)的影響規(guī)律。

1 發(fā)動機(jī)隔振系統(tǒng)動力學(xué)

為分析計(jì)算擺盤發(fā)動機(jī)隔振系統(tǒng)的動力學(xué)特性，將發(fā)動機(jī)、隔振板及基座抽象為圖1所示的簡化模型。其中m1為發(fā)動機(jī)的質(zhì)量，m2為中間隔振板的質(zhì)量，用來減少發(fā)動機(jī)m1所產(chǎn)生的擾動力向基座的傳遞，c1、c2為阻尼器件的粘性阻尼系數(shù)，k1、k2為彈簧的剛度系數(shù)。

圖1 發(fā)動機(jī)隔振系統(tǒng)動力學(xué)模型

建立如圖1所示的坐標(biāo)系，設(shè)發(fā)動機(jī)的運(yùn)動為y1，中間隔振板的運(yùn)動為y2，發(fā)動機(jī)以角速度為ω勻速運(yùn)動，由偏心距產(chǎn)生的離心力為Feiωt。對發(fā)動機(jī)m1、中間隔振板m2，相應(yīng)的振動方程為

通過上述振動方程可解出中間隔振板m2的位移為

式中，Z1=k1-ω2m1+iωc1為發(fā)動機(jī)系統(tǒng)的機(jī)械阻抗。擾動力是通過彈簧傳至基座上的，由牛頓第三定律，通過中間隔振板傳遞至基座的力為

對積極隔振，振動傳遞系數(shù)定義為力傳遞系數(shù)，即

因此，對于圖1所示發(fā)動機(jī)隔振系統(tǒng)的力傳遞系數(shù)為

式(5)是2個子系統(tǒng)振動的耦合，由于系統(tǒng)的耦合導(dǎo)致了原子系統(tǒng)的共振頻率發(fā)生變化，因此力傳遞系數(shù)的化簡比較復(fù)雜，一般情況下該式可通過編程計(jì)算。下面重點(diǎn)研究隔振系統(tǒng)的隔振性能，及系統(tǒng)參數(shù)發(fā)生變化時，力傳遞系數(shù)的變化規(guī)律。

2 隔振特性分析

對于圖1所示的隔振系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)參數(shù)選取為m1=10 kg，k1=1×104N/m，擺盤偏心距e=0.001 m。假設(shè)擺盤以ω=2π ×30 rad/s，即 f=30 Hz，勻速轉(zhuǎn)動，研究隔振板質(zhì)量m2、粘性阻尼系數(shù)c2、彈簧的剛度系數(shù)k2發(fā)生變化時隔振系統(tǒng)的振動特性。

研究隔振系統(tǒng)的頻率特性。令m2=10 kg，k2=1×105N/m，c1=0.01，c2=0.05 時，隔振系統(tǒng)的振動特性分析。圖2給出了發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)時傳遞至基座力的幅頻特性，由圖知，在選定的參數(shù)下，基座力P是擾動力F的1/2倍，且基座力的頻率相對于擾動力發(fā)生了變化，出現(xiàn)了兩個共振頻率，即f1=5.85 Hz，f2=17.58 Hz。獲得的基座力可為研究發(fā)動機(jī)振動導(dǎo)致殼體輻射噪聲提供激勵條件，因此要適當(dāng)選取隔振系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)，避免基座力的頻率與魚雷殼體的共振模態(tài)發(fā)生重合造成嚴(yán)重的輻射噪聲。

研究隔振系統(tǒng)的隔振特性。令k1分別為1×103N/m、1×104N/m、1×105N/m，變化中間隔振板的質(zhì)量 m2、阻尼c2、剛度k2，得到不同情況下隔振系統(tǒng)的力傳遞系數(shù)Tf變化規(guī)律如圖3～5所示。

圖3是c2=0.05、k2=1×105N/m時，隔振板的質(zhì)量m2對隔振系統(tǒng)的力傳遞系數(shù)Tf的影響，由圖知，力傳遞系數(shù)Tf的峰值對應(yīng)的m2隨k1的增大而增大;力傳遞系數(shù)Tf的峰值隨k1的增大而增大;當(dāng)m2/m1=5時，不同k1下力傳遞系數(shù)Tf的大小基本相同。圖4是m2=20 kg、k2=1×105N/m時，隔振板的阻尼系數(shù)c2對隔振系統(tǒng)的力傳遞系數(shù)Tf的影響，由圖知，阻尼系數(shù)c1對力傳遞系數(shù)Tf的影響較小，即不同c1下，力傳遞系數(shù)Tf基本保持不變;力傳遞系數(shù)Tf的峰值隨k1的增大而增大。圖5是m2=20 kg、c2=0.05時，隔振板的剛度系數(shù)k2對隔振系統(tǒng)的力傳遞系數(shù)Tf的影響，由圖知，力傳遞系數(shù)隨著k2的變化系統(tǒng)出現(xiàn)了共振，導(dǎo)致Tf急劇增大，且Tf峰值對應(yīng)的k2隨k1的增大而減小。

圖2 基座力P的幅頻特性

圖3 隔振板質(zhì)量對力傳遞系數(shù)的影響

圖4 隔振板阻尼系數(shù)對力傳遞系數(shù)的影響

圖5 隔振板剛度對力傳遞系數(shù)的影響

3 結(jié)束語

擺盤發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)動是引發(fā)發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)和動力裝置振動及噪聲的主要激勵源。本文從復(fù)合隔振理論出發(fā)，抽象出擺盤發(fā)動機(jī)、中間隔振板、支撐結(jié)構(gòu)集成系統(tǒng)的動力學(xué)模型，建立了2自由度系統(tǒng)的振動方程，給出了發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)動傳至支撐結(jié)構(gòu)激振力的數(shù)學(xué)表達(dá)式，并得到了隔振系統(tǒng)的力傳遞系數(shù)的解析表達(dá)式，研究了隔振板質(zhì)量、剛度系數(shù)、阻尼系數(shù)對傳遞系數(shù)的影響規(guī)律。研究表明:基座力有2個頻率，且相對于發(fā)動機(jī)的旋轉(zhuǎn)頻率發(fā)生了變化，獲得的基座力可為研究魚雷殼體的輻射噪聲提供激勵力;力傳遞系數(shù)峰值對應(yīng)的隔振板的質(zhì)量隨發(fā)動機(jī)剛度的增大而增大;隔振板阻尼系數(shù)對力傳遞系數(shù)的影響較小;力傳遞系數(shù)隨著隔振板剛度的變化隔振系統(tǒng)出現(xiàn)了共振，導(dǎo)致力傳遞系數(shù)急劇增大，且力傳遞系數(shù)峰值對應(yīng)的隔振板剛度隨發(fā)動機(jī)的增大而減小。因此在對發(fā)動機(jī)的振動隔離時，要綜合考慮隔振系統(tǒng)的隔振效果，避免采用隔振系統(tǒng)時，基座力的頻率與魚雷殼體的共振模態(tài)發(fā)生重合，研究結(jié)果可為控制發(fā)動機(jī)振動輻射噪聲提供理論分析機(jī)理。

［1］錢德森.擺盤式柴油機(jī)研究［R］.國防科技報(bào)告GF14808，1978.

［2］周岑.擺盤機(jī)(RRSSP機(jī)構(gòu))運(yùn)動學(xué)、靜力學(xué)分析［J］.船舶科學(xué)技術(shù)，1983(5)：65-85.

［3］周岑.擺盤機(jī)動力學(xué)分析［J］.機(jī)械設(shè)計(jì)，1984(2)：21-44.

［4］周岑.擺盤機(jī)(RRSSP或RRSSC機(jī)構(gòu))的機(jī)架受力與平衡［J］.機(jī)械設(shè)計(jì)，1983(5)：23-37.

［5］朱擁勇，王德石.擺盤發(fā)動機(jī)動力平衡的優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.機(jī)械強(qiáng)度，2007，29(4)：593-597.

［6］韓樹，王志達(dá).擺盤發(fā)動機(jī)軸系扭轉(zhuǎn)振動研究［J］.噪聲與振動控制，1987(6)：22-26.

［7］江國和，宋福堂.水下航行裝置推進(jìn)軸系扭轉(zhuǎn)振動控制研究［J］.振動、測試與診斷，1997，17(1)：33-37.

［8］舒歌群，郝志勇.內(nèi)燃機(jī)軸系扭振/彎曲振動減振器的試驗(yàn)研究［J］.天津大學(xué)學(xué)報(bào)，1997，30(6)：806-811.

［9］侯祥林，李和玉，劉杰.最大值最小化問題的優(yōu)化算法與多自由度動力減振器參數(shù)計(jì)算［J］.振動與沖擊，2008，27(1)：100-103.

［10］周奇鄭，王德石，高晟耀.空間擺盤機(jī)轉(zhuǎn)動對基座的沖擊與隔離［J］.四川兵工學(xué)報(bào)，2010，31(7)：57-59.

［11］胡海巖.機(jī)械振動基礎(chǔ)［M］.北京：北京航空航天大學(xué)出版社，2007.

［12］王偉良，張志強(qiáng).基于ANSYS的艦船結(jié)構(gòu)沖擊響應(yīng)特性分析［J］.海軍航空工程學(xué)院學(xué)報(bào)，2011(4)：85-88.