船舶傳動(dòng)裝置多體動(dòng)力學(xué)和有限元仿真技術(shù)

馬炳杰，周文建，童宗鵬，沈建平

(中國船舶重工集團(tuán)公司第七一一研究所，上海 200090)

船舶傳動(dòng)裝置多體動(dòng)力學(xué)和有限元仿真技術(shù)

馬炳杰，周文建，童宗鵬，沈建平

(中國船舶重工集團(tuán)公司第七一一研究所，上海 200090)

目前，傳動(dòng)裝置振動(dòng)計(jì)算多采用集中參數(shù)法，未將軸系振動(dòng)(扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、橫向振動(dòng)與縱向振動(dòng))以及結(jié)構(gòu)振動(dòng)進(jìn)行綜合分析，與實(shí)際情況有一定的差別。本文以典型雙機(jī)并車裝置傳動(dòng)(包括柴油機(jī)、高彈性聯(lián)軸器、萬向軸、傳動(dòng)齒輪、主軸與輸出負(fù)載)為研究對(duì)象，應(yīng)用多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論對(duì)其激勵(lì)特性進(jìn)行研究，為傳動(dòng)裝置有限元?jiǎng)恿W(xué)響應(yīng)分析提供輸入條件。在完成傳動(dòng)裝置多體動(dòng)力學(xué)仿真分析的基礎(chǔ)上建立傳動(dòng)裝置有限元分析模型，然后對(duì)傳動(dòng)裝置進(jìn)行軸系振動(dòng)和結(jié)構(gòu)振動(dòng)有限元?jiǎng)恿W(xué)響應(yīng)分析，并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。同時(shí)，討論轉(zhuǎn)速和隔振剛度對(duì)傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響規(guī)律。最后，通過總結(jié)，初步形成船舶傳動(dòng)裝置基于多體動(dòng)力學(xué)和有限元仿真的振動(dòng)特性預(yù)估方法，以完善和充實(shí)傳動(dòng)裝置的研究方法和理論。

船舶;傳動(dòng)裝置;振動(dòng)控制;多體動(dòng)力學(xué);有限元

0 引言

船舶傳動(dòng)裝置是實(shí)現(xiàn)艦船發(fā)動(dòng)機(jī)與推進(jìn)器(一般為螺旋槳)的能量傳遞，同時(shí)又將螺旋槳旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的軸向推力通過軸系傳給船體，推動(dòng)船舶前進(jìn)的系統(tǒng)，是艦船動(dòng)力裝置系統(tǒng)中必不可少的重要部件［1］。船舶在海上航行，會(huì)產(chǎn)生不同程度的振動(dòng)。對(duì)于傳動(dòng)裝置來說，如果所承受的激勵(lì)較大，可能引起劇烈的振動(dòng)，甚至影響船舶的運(yùn)行，因此對(duì)傳動(dòng)裝置的振動(dòng)分析顯得尤為重要。以往對(duì)船舶傳動(dòng)裝置的動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行研究時(shí)，大多采用基于集中質(zhì)量系統(tǒng)的計(jì)算分析法［2］。該方法對(duì)于簡(jiǎn)單傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)規(guī)律的描述具有一定的準(zhǔn)確性，然而，船舶傳動(dòng)裝置的復(fù)雜性加上軸系振動(dòng)與結(jié)構(gòu)振動(dòng)的耦合，基于集中質(zhì)量系統(tǒng)的計(jì)算分析法難以準(zhǔn)確描述傳動(dòng)系統(tǒng)及其部件的振動(dòng)響應(yīng)規(guī)律。綜合應(yīng)用有限元理論和多體動(dòng)力學(xué)，成為研究軸系振動(dòng)和結(jié)構(gòu)振動(dòng)的新方法。這種方法，在內(nèi)燃機(jī)振動(dòng)噪聲的預(yù)估方面已經(jīng)成為主流，但在船舶的傳動(dòng)裝置振動(dòng)預(yù)估方面應(yīng)用較少。一方面，船舶傳動(dòng)裝置傳動(dòng)鏈較長，各部件之間的連接關(guān)系難以確定;另一方面，船舶傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)甚為復(fù)雜，從柴油機(jī)、隔振裝置、齒輪箱一直到螺旋槳，組成部件較多，建模和計(jì)算工作量較大。因此，目前從事這方面的研究工作較少。文獻(xiàn)［3］綜合分析了船舶傳動(dòng)裝置振動(dòng)控制技術(shù)研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì)。文獻(xiàn)［4－5］以柴油機(jī)推進(jìn)系統(tǒng)為研究對(duì)象，分別單獨(dú)采用多體動(dòng)力學(xué)方法和有限元方法進(jìn)行結(jié)構(gòu)振動(dòng)預(yù)估，然而并未采用2種方法綜合進(jìn)行分析，也未單獨(dú)進(jìn)行軸系振動(dòng)分析。

本文采取基于多體動(dòng)力學(xué)和有限元理論的綜合方法對(duì)傳動(dòng)裝置的軸系振動(dòng)和結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性進(jìn)行研究。以船舶推進(jìn)的典型形式——雙機(jī)并車傳動(dòng)裝置(包括柴油機(jī)曲軸、高彈性聯(lián)軸器、萬向軸、傳動(dòng)齒輪、主軸與輸出負(fù)載)為研究對(duì)象，應(yīng)用多體動(dòng)力學(xué)理論對(duì)其運(yùn)動(dòng)學(xué)和激勵(lì)特性進(jìn)行研究，應(yīng)用有限元法對(duì)傳動(dòng)裝置進(jìn)行動(dòng)力學(xué)響應(yīng)分析，并通過試驗(yàn)結(jié)果對(duì)該仿真結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證。最后，通過對(duì)傳動(dòng)裝置的多體動(dòng)力學(xué)和有限元?jiǎng)恿W(xué)響應(yīng)分析進(jìn)行總結(jié)，初步形成船舶傳動(dòng)裝置基于多體動(dòng)力學(xué)和有限元仿真的振動(dòng)特性預(yù)估方法，以完善和充實(shí)傳動(dòng)裝置的研究方法和理論。

1 傳動(dòng)裝置多體動(dòng)力學(xué)理論建模技術(shù)

對(duì)于多體系統(tǒng)中的柔性體，采用將零件的運(yùn)動(dòng)分解為整體(物體參考系)的剛性運(yùn)動(dòng)和相對(duì)于物體參考系的變形運(yùn)動(dòng)的相對(duì)描述法［3］。將柔性體看作是有限元模型的節(jié)點(diǎn)的集合，其變形運(yùn)動(dòng)近似地采用離散的有限個(gè)自由度位移來表示，在彈性小變形的范圍內(nèi)，該位移可用模態(tài)向量及相應(yīng)的模態(tài)坐標(biāo)的線性組合來描述。

假設(shè)柔性體第i個(gè)節(jié)點(diǎn)的位置為:

式中:χ為從整體坐標(biāo)系原點(diǎn)到局部坐標(biāo)系的位置矢量;A為局部坐標(biāo)系相對(duì)于整體坐標(biāo)系原點(diǎn)的方向余弦矩陣;si為第i個(gè)節(jié)點(diǎn)未變形前在局部坐標(biāo)系的位置;Φi為第i個(gè)節(jié)點(diǎn)的模態(tài)振型分量;h為模態(tài)振幅向量。

式中:x，y和z為局部坐標(biāo)系相對(duì)于整體坐標(biāo)系的位置;ψ，θ和φ為局部坐標(biāo)系相對(duì)于整體坐標(biāo)系原點(diǎn)的歐拉角;hm為第m階模態(tài)振幅的振型分量。第i個(gè)節(jié)點(diǎn)的速度

從式(3)可得到動(dòng)能和勢(shì)能的表達(dá)式為:

然后使用拉格朗日方程就可獲得柔性體方程式

式中:K和D分別為柔性體的模態(tài)剛度和阻尼矩陣。阻尼和剛度的變化只取決于變形。因此，剛體的平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)對(duì)變形能和能量損失沒有影響。重力寫成fg，λ為約束方程的拉格朗日乘子，Ω和Q為外部施加的載荷［4］。

2 傳動(dòng)裝置多體動(dòng)力學(xué)和有限元仿真模型建模技術(shù)

本文以船舶傳動(dòng)裝置的典型形式——雙機(jī)并車傳動(dòng)裝置為研究對(duì)象(如圖1)。該裝置主要由2臺(tái)柴油機(jī)分別通過高彈性聯(lián)軸器、離合器、萬向聯(lián)軸器連接到并車齒輪箱上，在齒輪箱輸出端通過過度軸與高彈性聯(lián)軸器連接，然后高彈性聯(lián)軸器與中間支承軸承連接，最后通過連接軸連接到磁粉測(cè)功器。傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)由柴油機(jī)運(yùn)動(dòng)部件(活塞、連桿與曲軸)以及軸系運(yùn)動(dòng)部件(高彈性聯(lián)軸器、萬向聯(lián)軸器、中間支承、傳動(dòng)齒輪、連接軸與輸出負(fù)載)組成，由于運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)并不是一個(gè)絕對(duì)的剛體，在周期性變化的爆發(fā)壓力和運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力作用下將產(chǎn)生各種形態(tài)的振動(dòng)，同時(shí)本文所討論的傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)形式復(fù)雜，運(yùn)動(dòng)傳遞鏈較長，很有可能破壞傳動(dòng)裝置原有平衡狀態(tài)，使機(jī)體和傳動(dòng)裝置的振動(dòng)和噪聲顯著增大。因此，在精確仿真?zhèn)鲃?dòng)裝置動(dòng)力學(xué)特性時(shí)，就應(yīng)該充分考慮到傳動(dòng)裝置的柔性效應(yīng)。

圖1 雙機(jī)并車傳動(dòng)系統(tǒng)模型Fig.1 Model of twin—engine incorporation drive system

2.1 多柔體系統(tǒng)仿真模型的建立

通過在Ansys有限元軟件中進(jìn)行傳動(dòng)裝置傳動(dòng)軸系(包括柴油機(jī)曲軸、高彈性聯(lián)軸器、萬向軸、傳動(dòng)齒輪軸、中間軸、尾軸等)的有限元模態(tài)分析獲得其柔性體所需的模態(tài)信息，將包含有模型頻率和振型的MNF文件調(diào)入多體動(dòng)力學(xué)分析軟件ADAMS，從而進(jìn)一步在ADAMS軟件中建立傳動(dòng)軸系的多柔體動(dòng)力學(xué)仿真分析模型(如圖2所示)。建模時(shí)，由于柔性體位置坐標(biāo)采用模態(tài)坐標(biāo)的線性組合形式，所以當(dāng)有限元模型離散化程度較高，保留的模態(tài)數(shù)較多時(shí)，計(jì)算將保留每個(gè)節(jié)點(diǎn)頻率和振型信息，這樣就會(huì)使整個(gè)模型的計(jì)算規(guī)模變得十分龐大，對(duì)系統(tǒng)存儲(chǔ)要求也有較高要求，所以應(yīng)該在保證工程計(jì)算精度的要求下，盡可能地減少模型的離散化程度和模態(tài)信息數(shù)目。

2.2 激勵(lì)力仿真分析

圖2 傳動(dòng)裝置軸系多柔體動(dòng)力學(xué)模型Fig.2 Multi-body system dynamics model of drive system

對(duì)該傳動(dòng)裝置多體動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算，可得到活塞運(yùn)動(dòng)規(guī)律、連桿大端受力曲線、柴油機(jī)對(duì)支撐的作用力、高彈輸出端振動(dòng)扭矩的運(yùn)動(dòng)規(guī)律和動(dòng)力學(xué)特性仿真結(jié)果，為后續(xù)強(qiáng)迫振動(dòng)計(jì)算提供激勵(lì)輸入，其中的部分結(jié)果如圖4～圖7所示，圖3為多體動(dòng)力學(xué)仿真過程圖。

圖7 高彈輸出端振動(dòng)扭矩Fig.7 Output terminals torque of elasticity of coupling

3 傳動(dòng)裝置軸系振動(dòng)計(jì)算分析

實(shí)際上軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、回轉(zhuǎn)振動(dòng)和縱向振動(dòng)往往是耦合到一起的，傳統(tǒng)的軸系振動(dòng)分析方法將其割裂開進(jìn)行分析是片面的。因此本文應(yīng)用Abaqus商用有限元分析軟件對(duì)傳動(dòng)軸系振動(dòng)進(jìn)行綜合分析。這里應(yīng)用Newmark隱式積分法，對(duì)前面建立起來的有限元模型進(jìn)行傳動(dòng)軸系振動(dòng)計(jì)算分析，求解傳動(dòng)裝置軸系動(dòng)力學(xué)響應(yīng)，分析其動(dòng)態(tài)特性，激勵(lì)力采用2.2節(jié)中的計(jì)算結(jié)果。經(jīng)過仿真計(jì)算，得出尾軸末端扭轉(zhuǎn)角度和高彈輸出端扭振應(yīng)力，如圖8和圖9所示。

4 傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)振動(dòng)計(jì)算分析

4.1 傳動(dòng)裝置轉(zhuǎn)速對(duì)結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響

由于柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速是影響船舶動(dòng)力傳動(dòng)裝置振動(dòng)噪聲的最重要的因素之一，因此針對(duì)不同的轉(zhuǎn)速進(jìn)行了仿真計(jì)算。圖10為轉(zhuǎn)速分別為800，1200與1600 r/min的仿真計(jì)算結(jié)果。由圖中曲線分析可知，不同轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)速度響應(yīng)曲線形狀基本一致，但傳動(dòng)裝置的振動(dòng)響應(yīng)對(duì)柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的變化十分敏感，具體表現(xiàn)如下:

1)隨著柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的變化，傳動(dòng)裝置的振動(dòng)速度響應(yīng)頻譜發(fā)生了明顯的變化。在低于50 Hz的頻段內(nèi)，3種不同轉(zhuǎn)速的響應(yīng)差別均較大，最大值為35 dB;在高于 50 Hz的頻段內(nèi)，1200 r/min與 1600 r/min的響應(yīng)差別較小，而與800 r/min的響應(yīng)差別較大，最大值為27 dB。

2)傳動(dòng)裝置特征頻率隨著柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的降低而向低頻移動(dòng)。與此同時(shí)，傳動(dòng)裝置的振動(dòng)幅值也隨之下降。

圖10 柴油機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)傳動(dòng)裝置振動(dòng)速度譜的影響Fig.10 Infection of rotate speed to system velocity

4.2 隔振剛度對(duì)傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響

圖11以對(duì)數(shù)譜的形式給出了隔振剛度分別為1.6×106，1.2×106以及1.0×106N/m時(shí)的振動(dòng)響應(yīng)結(jié)果。由圖11可見，傳動(dòng)裝置的振動(dòng)響應(yīng)對(duì)隔振剛度的變化也十分敏感。具體為:

1)隨著剛度的變化，傳動(dòng)裝置的振動(dòng)速度響應(yīng)頻譜發(fā)生明顯變化。在低于40 Hz的頻段內(nèi)，3種不同剛度的響應(yīng)差別較小;在高于40 Hz的頻段內(nèi)，3種不同剛度的響應(yīng)振動(dòng)幅值差別較大，其中在頻率為173 Hz時(shí)，1.6×106，1.2×106以及1.0×106N/m時(shí)的振動(dòng)幅值差分別為12 dB和13 dB。

2)傳動(dòng)裝置特征頻率隨著隔振剛度的降低而向低頻移動(dòng)。與此同時(shí)，傳動(dòng)裝置的振動(dòng)幅值隨隔振剛度的降低而增大。

圖11 隔振器剛度對(duì)傳動(dòng)裝置振動(dòng)速度譜的影響Fig.11 Infection of isolator stiffness to tsystem velocity

5 傳動(dòng)裝置有限元仿真方法試驗(yàn)驗(yàn)證

5.1 傳動(dòng)裝置仿真計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比

將傳動(dòng)裝置軸系振動(dòng)和結(jié)構(gòu)振動(dòng)有限元計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，以驗(yàn)證該計(jì)算方法的精確性。傳動(dòng)軸系振動(dòng)計(jì)算是取高彈性聯(lián)軸器輸出端扭振應(yīng)力、萬向聯(lián)軸器扭振應(yīng)力仿真計(jì)算和試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，分別如圖12～圖14所示。傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)振動(dòng)計(jì)算主要是柴油機(jī)機(jī)腳的垂向振動(dòng)速度與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。表1是仿真計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比。

圖12 高彈輸出端扭振應(yīng)力仿真計(jì)算和試驗(yàn)對(duì)比Fig.12 Contrast between experiment and simulation of elasticity of coupling

表1 仿真計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比Tab.1 Contrast of results between experiment and simulation

5.2 結(jié)果分析

1)根據(jù)傳動(dòng)裝置動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比可看到，軸系扭振應(yīng)力最大值的仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果相對(duì)誤差為21.8%，萬向聯(lián)軸器扭振應(yīng)力最大值的仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果相對(duì)誤差為25.8%;機(jī)組垂向振動(dòng)速度最大值仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相對(duì)誤差為10.9%。仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果較為接近，說明本文所建立的傳動(dòng)裝置柔體模型和有限元模型是合理的，所采用的多體動(dòng)力學(xué)和有限元仿真方法比較好的反映了軸系的實(shí)際動(dòng)態(tài)特性。

2)影響傳動(dòng)裝置多體建模及其分析、有限元建模及其分析，進(jìn)而導(dǎo)致仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果存在誤差的主要因素有以下幾個(gè):

①高彈性聯(lián)軸器中橡膠材料的高度非線性，導(dǎo)致其實(shí)際剛度與仿真計(jì)算中輸入的參數(shù)存在誤差;

②齒輪的嚙合在實(shí)際中非常復(fù)雜，存在瞬時(shí)沖擊等特性，在有限元仿真計(jì)算中難以精確模擬;

③傳動(dòng)裝置模型的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，不可避免產(chǎn)生一些誤差;

④由于柴油機(jī)的復(fù)雜性，通過多柔體動(dòng)力學(xué)分析得到的邊界條件與實(shí)際情況必然存在一定誤差;

⑤阻尼固存于試驗(yàn)數(shù)據(jù)中，但在有限元計(jì)算中難以精確模擬。

6 結(jié)語

本文以雙機(jī)并車動(dòng)力傳動(dòng)裝置為研究對(duì)象，應(yīng)用多體動(dòng)力學(xué)理論對(duì)其激勵(lì)特性進(jìn)行研究，應(yīng)用有限單元法對(duì)傳動(dòng)軸系振動(dòng)和結(jié)構(gòu)振動(dòng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)響應(yīng)分析，討論了轉(zhuǎn)速和隔振剛度對(duì)傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響規(guī)律，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。通過總結(jié)，初步形成船舶傳動(dòng)裝置基于多體動(dòng)力學(xué)和有限元仿真的振動(dòng)特性預(yù)估方法。

1)仿真模型激勵(lì)的輸入和耦合副的施加是多體動(dòng)力學(xué)仿真的關(guān)鍵，因此認(rèn)清柴油機(jī)激振源的性質(zhì)及其對(duì)結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性的影響、激勵(lì)沿軸系的傳遞途徑是進(jìn)行傳動(dòng)裝置動(dòng)力學(xué)分析研究的出發(fā)點(diǎn)。特別的，對(duì)于耦合副的施加(活塞與汽缸、曲軸與連桿、齒輪副、高彈、萬向以及軸系與支撐等之間的耦合)，要與實(shí)際情況盡量相符合。

2)進(jìn)行有限元分析計(jì)算必須首先建立正確的有限元模型。本文通過利用CAD軟件建立了傳動(dòng)裝置(包括柴油機(jī)曲軸、高彈性聯(lián)軸器、萬向軸、傳動(dòng)齒輪、主軸與輸出負(fù)載)的實(shí)體模型。由實(shí)際結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，本文在不影響分析結(jié)果精度的基礎(chǔ)上對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行了合理的簡(jiǎn)化以降低計(jì)算規(guī)模，為后期進(jìn)行整個(gè)裝置的結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析計(jì)算奠定基礎(chǔ)。

3)分析模型邊界條件的確定與施加會(huì)直接影響到結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。本文利用多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果合理確定了激勵(lì)因素，并在合理建立有限元模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行了傳動(dòng)裝置基于Newmark隱式積分法的有限元?jiǎng)恿W(xué)響應(yīng)分析，獲得了結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性，從而對(duì)實(shí)際使用過程中可能反映出的傳動(dòng)裝置振動(dòng)情況進(jìn)行了初步預(yù)測(cè)。

4)標(biāo)準(zhǔn)化、規(guī)范化是加速技術(shù)進(jìn)步和提高產(chǎn)品質(zhì)量的重要手段。探索并建立傳動(dòng)裝置多體動(dòng)力學(xué)和有限元仿真分析技術(shù)規(guī)范和多體動(dòng)力學(xué)仿真分析技術(shù)規(guī)范，進(jìn)一步完善和充實(shí)傳動(dòng)裝置的研究方法和理論，將是今后進(jìn)一步進(jìn)行的工作。

［1］周春良.船舶軸系振動(dòng)研究［D］.哈爾濱:哈爾濱工程大學(xué)，2006.

［2］嚴(yán)濟(jì)寬.機(jī)械振動(dòng)隔離技術(shù)［M］.上海:上?？茖W(xué)技術(shù)文獻(xiàn)出版社，1985.

［3］沈建平，周文建，童宗鵬.船舶傳動(dòng)裝置振動(dòng)控制技術(shù)研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì)［J］.艦船科學(xué)技術(shù)，2010，32(8):7－12.

SHEN Jian-ping，ZHOU Wen-jian，TONG Zong-peng.Status and trends about research of vibration control in ship transmitting device［J］.Ship Science and Technology，2010，32(8):7 －12.

［4］童宗鵬，周文建，王國治，等.船舶傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)振動(dòng)控制技術(shù)研究［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2009，29(6):136－139.

TONG Zong-peng，ZHOU Wen-jian，WANG Guo-zhi，et al.Research on vibration control of ship drive system［J］.Noise and Vibration Control，2009，29(6):136 －139.

［5］孫少龍，沈建平.傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)振動(dòng)計(jì)算和試驗(yàn)研究［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2010，30(5):47 －50.

SUN Shao-long，SHEN Jian-ping.Numerical calculation and experimental research on vibration control of ship's drive system［J］.Noise and Vibration Control，2010，30(5):47－50.

［6］陸佑方.柔性多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)［M］.北京:高等教育出版社，1996.

LU You-fang.Dynamics of flexible multibody systems［M］.Beijing:Higher Education Press，1996.

［7］李軍，邢俊文，覃文潔.Adams實(shí)例教程［M］.北京:北京理工大學(xué)出版社，2002.

Multi-body system dynamics analysis and finite element simulation on marine power transmission system

MA Bing-jie，ZHOU Wen-jian，TONG Zong-peng，SHEN Jian-ping
(The 711 Research Institute of CSIC，Shanghai 200090，China)

The lumped parameter method is widely adopted in the vibration calculation of the transmission system currently.The aggregate analysis of the torsional vibration of the shafting，the transverse vibration，the extensional vibration and the structural vibration are not undertaken.In this thesis，the drive characteristics are researched applied the theory of the multi-body dynamics and the input conditions are supplied to the dynamic response analysis of the finite element model based on typical two-engined joint operating device(include diesel engine，the elasticity coupling，cardan shaft，driving gear，main shaft and output load).Through the dynamic simulation with transmission system，the finite element analysis model of the transmission shafting is established，and the dynamic responses of the shafting vibration and structural vibration are analyzed，and the experimental verification was proceeded.Meanwhile，the transmission characteristics of the structure vibration about transmission system are revealed.The influence regulations about the parameters of the elasticity couplings，rubber isolators to the structure vibration are discussed.Finally，through the analysis of the multi-body dynamics and the finite element dynamic responses，the simulation analysis method about the vibration of the transmission system is formed so as to perfect and enrich the research approach and theory of the transmission devices.

marine;transmission system;vibration control;multi-body system dynamics;FEM

U664.2;TK421.4

A

1672－7649(2011)12－0051－06

10.3404/j.issn.1672－7649.2011.12.011

2011－03－03;

2011－06－17

馬炳杰(1981－)，男，博士研究生，工程師，從事動(dòng)力裝置振動(dòng)噪聲抗沖擊技術(shù)研究。