本發(fā)明涉及柴油機領(lǐng)域，特別是涉及一種柴油機軸系扭振計算方法。

背景技術(shù)：

關(guān)于柴油機扭轉(zhuǎn)振動的研究由來已久，從20世紀初扭振故障頻發(fā)而引發(fā)學(xué)界的關(guān)注開始，已有百余年的研究歷程?，F(xiàn)今柴油機軸系扭振的研究日趨成熟，其相關(guān)的計算方法已經(jīng)獲得廣泛的應(yīng)用。隨著柴油機的大功率化、整套動力裝置系統(tǒng)的復(fù)雜化，實際工程中出現(xiàn)了眾多偏振、耦合振蕩、滾振等軸系問題。常規(guī)計算方法已不能滿足實際使用要求，也不能很好的解釋諸類現(xiàn)象。

對于柴油機凸輪軸系等附屬機構(gòu)的研究結(jié)果頗豐。典型文獻(柴油機用高壓噴油泵負載扭矩的計算)，研究了噴油泵瞬態(tài)負載扭矩的特性，并對噴油泵負載力矩進行推導(dǎo)；典型文獻(發(fā)動機配氣凸輪軸負載扭矩計算及振動研究)，提出一種計算配氣凸輪軸負載扭矩的理論方法，推導(dǎo)出配氣凸輪軸負載扭矩的理論計算公式。但這些研究只關(guān)注于附屬機構(gòu)本身，忽略了其與曲軸的耦合關(guān)系。附屬機構(gòu)與曲軸軸系的耦合關(guān)系未獲得足夠重視。

技術(shù)實現(xiàn)要素：

針對現(xiàn)今柴油機軸系扭振計算方法的不足，本發(fā)明目的在于提供一種更精確的軸系扭振計算方法，在常規(guī)計算方法基礎(chǔ)上，考慮凸輪軸系與曲軸軸系之間的耦合作用。

本發(fā)明的實現(xiàn)包含如下步驟：

步驟一：根據(jù)廠家提供的柴油機軸系扭振計算參數(shù)，采用集中參數(shù)法計算慣量矩陣、剛度矩陣與阻尼矩陣。

步驟二：計算曲軸軸系的扭振激勵。

步驟三：根據(jù)力矩平衡原理得到凸輪軸的負載扭矩。

步驟四：使用newmark-β算法求解強迫振動響應(yīng)。

步驟五：使用最小二乘法消除響應(yīng)計算中的趨勢項，得到響應(yīng)計算的真實值。

本發(fā)明還可以包括：

1.所述步驟二中曲軸軸系的扭振激勵的計算表達式為

m＝mt+mi

式中，mt為柴油機氣缸內(nèi)因氣體壓力變化所產(chǎn)生的氣體激振力矩，其表達式為

式中，p作用在活塞上的氣缸壓力；α曲柄與中心線的夾角；β連桿的擺角；r曲柄半徑；

mi為運動部件因受往復(fù)慣性力所引起的慣性激振力矩，其表達式為

式中，m活塞質(zhì)量；a活塞加速度。

2.所述步驟三中凸輪軸軸系的負載扭矩包括配氣凸輪軸的負載扭矩與噴油凸輪軸的負載扭矩，其表達式為

t＝tt+tp

式中，tt為配氣凸輪軸的負載扭矩，其表達式為

式中，i搖臂長度比；p氣缸壓力值；dk氣閥圓盤直徑；k氣閥彈簧剛度；h0氣閥彈簧的預(yù)壓縮量；h氣閥升程；at凸輪行線的加速度；mt1頂桿質(zhì)量；mt2挺柱質(zhì)量；mv氣閥質(zhì)量；ms氣閥彈簧質(zhì)量；ir搖臂的轉(zhuǎn)動慣量；lt搖臂靠近頂桿段的長度；θ凸輪轉(zhuǎn)角。

其中，tp為噴油凸輪軸的負載扭矩，其表達式為

式中，p泵端燃油壓力，考慮為沖擊負荷，用2p計算；dp柱塞的直徑；m1柱塞質(zhì)量；w凸輪的轉(zhuǎn)速；h凸輪升程；k柱塞彈簧剛度；h0彈簧預(yù)壓縮量。

3.所述步驟四中使用newmark-β算法求解強迫振動響應(yīng)，計算公式如下

式中，為等效剛度矩陣，為等效外力矩陣，{u}為位移。

4.所述步驟五中使用最小二乘法消除響應(yīng)計算中的趨勢項，計算公式如下

式中，xk為實際測試信號，為m階次擬合多項式，n為數(shù)據(jù)采樣點數(shù)，aj(j＝0,1,…,m)為多項式系數(shù)；

消除趨勢項的過程：通過調(diào)節(jié)系數(shù)aj的值，使相對xk的誤差平方和最小。

本發(fā)明具有如下有益效果：

1.充分考慮了凸輪軸系與曲軸軸系之間的耦合關(guān)系，響應(yīng)計算更為精確；

2.擴大了軸系扭振計算方法的適用范圍，可以滿足大功率柴油機的軸系扭振計算要求。

附圖說明

圖1為包含曲軸軸系及其附屬機構(gòu)的柴油機軸系當(dāng)量模型圖。

圖2為柴電機組扭振測試布置示意圖。

圖3為根據(jù)本發(fā)明提出的扭振計算方法計算的配氣齒輪扭角與測試值作快速傅里葉變換后進行對比。

圖4為按照常規(guī)方法計算的配氣齒輪扭角與測試值作快速傅里葉變換后進行對比。

圖5為本發(fā)明方法的流程圖。

具體實施方式

下面結(jié)合實例對本發(fā)明作詳細描述。

一臺船用柴油機發(fā)電機組主要由man5l21/31型柴油機、發(fā)電機、公共基座組成，額定轉(zhuǎn)速900r/min，額定功率1000kw。

對曲軸軸系與凸輪軸軸系進行當(dāng)量簡化，凸輪軸軸系包括配氣凸輪軸與噴油凸輪軸。根據(jù)廠家提供的柴油機軸系扭振計算參數(shù)，采用集中參數(shù)法計算慣量矩陣、剛度矩陣與阻尼矩陣。

對曲軸軸系、凸輪軸軸系的當(dāng)量模型進行整合，建立包含曲軸軸系及其附屬機構(gòu)的柴油機軸系當(dāng)量模型，見圖1。

柴油機氣缸內(nèi)因氣體壓力變化所產(chǎn)生的氣體激振力矩為：

式中，p作用在活塞上的氣缸壓力；α曲柄與中心線的夾角；β連桿的擺角；r曲柄半徑。

活塞、連桿等運動部件因受往復(fù)慣性力所引起的慣性激振力矩為：

式中，m活塞質(zhì)量；a活塞加速度。

曲軸軸系的扭振激勵m為

m＝mt+mi

凸輪軸軸系的負載扭矩包括配氣凸輪軸負載扭矩與噴油凸輪軸負載扭矩。

配氣凸輪軸的負載扭矩為：

式中，i搖臂長度比；p氣缸壓力值；dk氣閥圓盤直徑；k氣閥彈簧剛度；h0氣閥彈簧的預(yù)壓縮量；h氣閥升程；at凸輪行線的加速度；mt1頂桿質(zhì)量；mt2挺柱質(zhì)量；mv氣閥質(zhì)量；ms氣閥彈簧質(zhì)量；ir搖臂的轉(zhuǎn)動慣量；lt搖臂靠近頂桿段的長度；θ凸輪轉(zhuǎn)角。

噴油凸輪軸的負載扭矩為：

式中，p泵端燃油壓力，考慮為沖擊負荷，用2p計算；dp柱塞的直徑；m1柱塞質(zhì)量；w凸輪的轉(zhuǎn)速；h凸輪升程；k柱塞彈簧剛度；h0彈簧預(yù)壓縮量。

使用newmark-β算法求解強迫振動響應(yīng)，計算公式如下

式中，為等效剛度矩陣，為等效外力矩陣，{u}為位移。

對于實際測試信號，由于測試儀器溫度變化造成的零點漂移，導(dǎo)致信號含有長周期趨勢項。對測試數(shù)據(jù)作積分時，趨勢項對計算結(jié)果的影響十分明顯，甚至?xí)蛊渫耆д?。因此有必要消除趨勢項，得到響?yīng)計算的真實值。

采用最小二乘法消除趨勢項，計算公式如下

式中，xk為實際測試信號，為m階次擬合多項式，n為數(shù)據(jù)采樣點數(shù)，aj(j＝0,1,…,m)為多項式系數(shù)。消除趨勢項的目的，就是選擇合適的系數(shù)aj，使和xk間的誤差平方和最小。

為了驗證本發(fā)明方法的有效性，在現(xiàn)場對柴電機組進行了扭振自由振動測試。采用磁電式轉(zhuǎn)速傳感器采集配氣凸輪軸齒輪齒頂處的轉(zhuǎn)速方波信號。通過計算分析，得到對應(yīng)的扭角值，進而對其進行頻域分析。測試示意圖見圖2。

將配氣齒輪扭角的計算值與測試值作快速傅里葉變換后進行對比，如圖3所示。并將按常規(guī)計算方法計算出的配氣齒輪扭角與測試值作快速傅里葉變換后進行對比，結(jié)果如圖4所示。

對比結(jié)果表明，本發(fā)明方法考了凸輪軸系對柴油機軸系扭振的影響，得到的扭振響應(yīng)計算值更加精確。