而许用应力，同时振幅也没有超过需用值，则就认为该推进装置是能够安全工作的，计算工作也就到此结束。如果有谐次共振应力超过需用值，则还要作非共振计算，以便做出扭振应力曲线，了解共振点附近扭振应力情况非共振计算非共振计算的准确性比共振计算更差些，因为它是在下述个假定条件下计算的非共振情况下的振型和自由振动相同。计算时只考虑共振时的简谐干扰力矩作用，忽略其它干扰力矩的影响。非共振情况下阻尼作用和共振时相同。非共振第质量振幅和轴段应力，可按下式计算式中共振时第质量振幅,共振时轴段应力,计算工况时发动机转速和简谐次共振转速共振时推进装置放大系数临界转速的确定推进轴系的临界转速在自由振动频率和干扰力矩以求得的情况下就可以计算确定。根据前面分析，柴油机干扰力矩是复杂的简谐力矩，可分为二冲程或,四冲程的各种谐次的简谐力矩。谐次干扰力矩可表示为，其中时发动机转速相应的圆频率，是次干扰力矩圆频率，它随发动机转速而线性变化。推进装置自振频率和发动机转速无关，只与系统本身参数有关。当干扰力矩频率和推进装置自振频率相同时，就发生共振。即，或。通常，把共振工况下相应的发动机转速成为临界转速。未能分得清楚起见，可以称为结点次临界转速。表示扭振系统临界转速情况的图称为临界转速图。在柴油机工作转速范围内工作时，将会遇到很多临界转速，即推进系统遇到共振的机会是很多的。但是，实践表明，其它的临界转速危险性不大，这是因为干扰力矩的强弱是各不相同的，从简谐分析可知，的谐次越高，干扰力矩幅值越小，当大于次以上时，由于干扰力矩幅值很小，常常忽略起作用。在多缸机中，同结数振动形式的各种谐次，干扰力矩做功数值是有差异性的，优势他们的差异可达几十倍至多，有危险的往往是那些值较大的谐次，而那些值较小的谐次在振动中则可以忽略。由于干扰力矩仅在共振时对系统作用，有能量输入。当系统处于谐次的临界转速时，相对于其它处于非共振的谐次来说，这谐次振动往往处于主导地位，其它的就可以忽略其影响。基于以上原因，虽然临界转速很多但大部分都会引起的振动很小，甚至在实际测量中无法感觉到他们的存在，只有那些值很大，干扰力矩幅只又有相当熟知的谐次才会在临界转速时产生较大的振动，应引起注意，这种临界转速称为主临界转速。计算时，首先，应分析该临界转速下的扭振情况。其次，临界转速的危害性还必须结合发动机的工作转速范围，因为远离发动机工作转速范围的临界转速，对推进装置并不会产生多大危害。所要考虑的仅是发动机工作转速范围内的那几个临界转速，相应的简谐次数可由下式来决定式中，为单双结临界转速,为发动机额定转速和最低稳定稳定转速第五章推进轴系扭转振动的控制方案通过扭转振动的校核计算，如果轴段的扭振附加应力超过船规规定的许用应力时，应该采取减振避振措施，控制其振动，保证安全运行。而通常解决推进轴系危险共振的措施主要有三类调频避振平衡外干扰，减少输入系统能量的减振增加系统阻尼的降振减幅。至于在工作转速范围内划禁区采取操作中快速通过的方法，仅是个临时措施，只在万不得已情况下才使用。而船规又规定的额定转速范围内不准划禁区，且不允许在常用转速法范围内存在单结主简谐振动，即使扭振应力超过许用值。调频避振调整轴系扭振固有频率的基本方法是调整系统的转动惯量扭转刚度及其分布规律。由于系统各阶固有频率对转动惯量扭转刚度变化的灵敏度不同，不同频率振型下的调频方案也是不同的。具体来说，节点及其附近刚度的变化和远离节点的转动惯量的变化对固有频率影响最大。根据这个特点，理论上可以做到仅高速阶固有频率和使其他阶固有频率基本不变。由振动理论可知，固有频率只取决于系统本身特性参数，改变系统上任何个部件的惯量和弹性，或者改变它们在系统中所处的位置都可以引起系统固有频率的变化。但是，系统固有频率地各部件惯量和刚度的灵敏度是不同的。通常变更结点附近的柔度对自振频率影响大，远离结点处影响小。在改变转动惯量时，远离结点的转动惯量变化对自振频率影响大，远离结点处影响较小。在改变转动惯量时，远离结点的转动惯量变化对固有频率影响较大。因此，可以调整单结振动固有频率的措施，对其他结点振动固有频率调整不定有效。所以，调频方案的选取对不同系统是不同的。选择合适的飞轮惯量在推进轴系中可以改变的转动惯量由曲轴平衡块惯量，螺旋桨惯量和飞轮惯量。通常，平衡块惯量由柴油机动力学平衡问题所决定，变动的余地不大螺旋桨惯量由船体阻力和航速等决定，般当材质确定后，惯量变化会影响螺旋量推进效率和航速等而飞轮惯量调整对动力装置影响比较小，对扭振的影响在些情况下恰好很大。从振动控制角度来分析，飞轮不仅可以装在柴油机输出端，也可以装在柴油机自由端称调频飞轮或者装在轴系中间位置上。现在许多种大型柴油机出厂时，除了安装按柴油机平衡要求设计的基本惯量飞轮外，还有几种不同惯量飞轮供选用。飞轮惯量变化对推进轴系固有频率和振型都有影响。飞轮惯量增加能使固有频率下降，并使结点向飞轮端靠拢。单结振动结点般都在轴系上，飞轮惯量增大后，不仅能使自由频率下降，而且因结点向飞轮端靠拢，振型发生变化，使螺旋桨处振兴增大。螺旋桨阻尼在单结振动中是整个系统阻尼的主要成分，且螺旋桨阻尼功于振幅平方成正比。采用大惯量飞轮使螺旋桨阻尼功作用明显增加，此时，如果忽略柴油机和轴段阻尼影响，系统总放大系数将减小，使减小，从而是轴段扭振应力适当减小。但是，飞轮惯量变化时，必须注意对单结双结三结振动的综合影响。般说，对尾轴型布置的轴系，为减小单结振动应力而选用较大惯量飞轮时，应注意避免把双结振动危险的共振转速压低到常用转速范围内产生新的矛盾。其次要注意，飞轮惯量增大将使双结振动中曲轴上的那个结点位置向飞轮方向移动，使主简谐的相对振幅矢量和增大，使曲削速度的确定查机械制造技术基础课程设计指南表更多论文第页共页，确定扩孔钻为硬质合金直柄麻花钻，选，查机械制造技术基础课程设计指南表，查得，取，再查机械加工工艺师手册表，确定，根据以上数据计算主轴转速，，查机械加工工艺师手册表，查卧式镗床主轴转速表，取，再计算实际切削速度。基本时间的确定查机械制造技术基础课程设计指导教程表，得扩孔，铰孔工序下的机动时间计算公式，，，扩通孔长度，见机械加工工艺师手册表，工步三粗铰至切削深度。进给量和切削速度的确定查机械制造技术基础课程设计指南表，确定钻头为硬质合金直柄机用铰刀，参数如下，查机械制造技术基础课程设计指南表，查得进给量，取，因为此工步为粗铰，查得，取，根据以上数据计算主轴转速，查机械加工工艺师手册表，查卧式镗床主轴转速表，取，再根据主轴转速计算实际的切削速度。基本时间的确定查机械制造技术基础课程设计指导教程表，更多论文第页共页得扩孔，铰孔工序下的机动时间计算公式，，，扩通孔长度，见机械加工工艺师手册表，工步四精铰至切削深度。进给量和切削速度的确定查机械制造技术基础课程设计指南表，确定钻头为硬质合金直柄机用铰刀，参数如下，查机械制造技术基础课程设计指南表，查得进给量，取，因为此工步为精铰，查得，取，根据以上数据计算主轴转速，查机械加工工艺师手册表，查卧式镗床主轴转速表，取，再根据主轴转速计算实际的切削速度。基本时间的确定查机械制造技术基础课程设计指导教程表，得扩孔，铰孔工序下的机动时间计算公式，，，扩通孔长度，见机械加工工艺师手册表，工序Ⅹ钻扩粗铰精铰的孔工步钻的通孔切削深度。更多论文第页共页进给量和切削速度的确定根据此孔最终要求的表面粗糙度的要求，确定钻头为硬质合金直柄麻花钻，查表选择如下参数钻头，查表机械制造技术基础课程设计指南表，查得，，取，查得，，根据以上数据计算主轴转速，查机械加工工艺师手册表，查卧式镗床主轴转速表，取，再计算实际切削速度。基本时间的确定首先查机械制造技术基础课程设计指南表，查得钻削机动时间计算公式，，钻孔深度，，，见机械加工工艺师手册表，所以工步二扩孔至切削深度。进给量和切削速度的确定查机械制造技术基础课程设计指南表，确定扩孔钻为硬质合金直柄麻花钻，选，查机械制造技术基础课程设计指南表，查得，取，再查机械加工工艺师手册表，确定，根据以上数据计算主轴转速，，查机械加工工艺师手册表，查卧式镗床主轴转速表，取，再计算实际切削速度。更多论文第页共页基本时间的确定查机械制造技术基础课程设计指导教程表，得扩孔，铰孔工序下的机动时间计算公式，，，扩通孔而许用应力，同时振幅也没有超过需用值，则就认为该推进装置是能够安全工作的，计算工作也就到此结束。如果有谐次共振应力超过需用值，则还要作非共振计算，以便做出扭振应力曲线，了解共振点附近扭振应力情况非共振计算非共振计算的准确性比共振计算更差些，因为它是在下述个假定条件下计算的非共振情况下的振型和自由振动相同。计算时只考虑共振时的简谐干扰力矩作用，忽略其它干扰力矩的影响。非共振情况下阻尼作用和共振时相同。非共振第质量振幅和轴段应力，可按下式计算式中共振时第质量振幅,共振时轴段应力,计算工况时发动机转速和简谐次共振转速共振时推进装置放大系数临界转速的确定推进轴系的临界转速在自由振动频率和干扰力矩以求得的情况下就可以计算确定。根据前面分析，柴油机干扰力矩是复杂的简谐力矩，可分为二冲程或,四冲程的各种谐次的简谐力矩。谐次干扰力矩可表示为，其中时发动机转速相应的圆频率，是次干扰力矩圆频率，它随发动机转速而线性变化。推进装置自振频率和发动机转速无关，只与系统本身参数有关。当干扰力矩频率和推进装置自振频率相同时，就发生共振。即，或。通常，把共振工况下相应的发动机转速成为临界转速。未能分得清楚起见，可以称为结点次临界转速。表示扭振系统临界转速情况的图称为临界转速图。在柴油机工作转速范围内工作时，将会遇到很多临界转速，即推进系统遇到共振的机会是很多的。但是，实践表明，其它的临界转速危险性不大，这是因为干扰力矩的强弱是各不相同的，从简谐分析可知，的谐次越高，干扰力矩幅值越小，当大于次以上时，由于干扰力矩幅值很小，常常忽略起作用。在多缸机中，同结数振动形式的各种谐次，干扰力矩做功数值是有差异性的，优势他们的差异可达几十倍至多，有危险的往往是那些值较大的谐次，而那些值较小的谐次在振动中则可以忽略。由于干扰力矩仅在共振时对系统作用，有能量输入。当系统处于谐次的临界转速时，相对于其它处于非共振的谐次来说，这谐次振动往往处于主导地位，其它的就可以忽略其影响。基于以上原因，虽然临界转速很多但大部分都会引起的振动很小，甚至在实际测量中无法感觉到他们的存在，只有那些值很大，干扰力矩幅只又有相当熟知的谐次才会在临界转速时产生较大的振动，应引起注意，这种临界转速称为主临界转速。计算时，首先，应分析该临界转速下的扭振情况。其次，临界转速的危害性还必须结合发动机的工作转速范围，因为远离发动机工作转速范围的临界转速，对推进装置并不会产生多大危害。所要考虑的仅是发动机工作转速范围内的那几个临界转速，相应的简谐次数可由下式来决定式中，为单双结临界转速,为发动机额定转速和最低稳定稳定转速第五章推进轴系扭转振动的控制方案通过扭转振动