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法律状态信息
法律状态
2017-03-01
未缴年费专利权终止 IPC(主分类):G01M15/00 授权公告日:20150624 终止日期:20160111 申请日:20130111
专利权的终止
2015-06-24
授权
授权
2013-06-12
实质审查的生效 IPC(主分类):G01M15/00 申请日:20130111
实质审查的生效
2013-05-08
公开
公开
技术领域
本发明属于旋转机械转子动力学技术领域,尤其涉及一种汽轮发电机组碰 摩故障的弯扭耦合振动特性分析方法。
背景技术
随着汽轮发电机组向大容量高效率方向的发展,转子与静子的间隙越来越 小,导致转静子的碰摩故障不断发生,碰摩故障已成为机组严重的主要故障模 式之一。碰摩一旦发生,往往导致机组结构上的损坏,甚至导致灾难性的后果, 因此研究大型旋转机械的动静摩擦的振动特性,对于充分利用振动信号诊断摩 擦故障,防止转子摩擦向中、晚期过渡,确保设备的安全稳定运行,具有非常 重要的意义。
关于转子系统碰摩问题的研究一直是转子动力学研究的重要课题,其振动 动态特性响应分析的研究是转子动力学的主要内容之一。目前已有众多学者进 行了该方面的研究,但这些研究大多针对形如Jeffcott转子的简单转子系统, 而对复杂转子系统(如汽轮发电机组转子系统)的碰摩故障的研究则比较少见, 复杂转子系统具有比简单转子系统更加复杂的动力学特性,所以有必要研究复 杂转子系统的碰摩故障以揭示其动力学特性。分析复杂转子系统的方法主要有 模态叠加法、直接时域积分法和传递矩阵法三类,对于汽轮发电机组这样链式 结构的转子系统,采用传递矩阵法是一种简单有效的方法;由于机组碰摩故障 发生时,轴系弯振和扭振参量相互耦合,机组轴系是一个高度复杂的非线性振 动系统,对于这样的系统,采用线性振动理论中的一些求解方法,已不再适用。
发明内容
本发明针对现有技术的不足,提出一种汽轮发电机组碰摩故障的弯扭耦合 振动特性分析方法,将逐步积分法的思想与传统传递矩阵法相结合,对非线性 方程组中各量进行增量改造,将非线性微分方程转化为关于振动状态增量的线 性微分方程,建立起机组基于Riccati变换的弯扭耦合振动增量传递矩阵表达 式,可用于汽轮发电机组弯扭耦合振动瞬态动态响应分析。
为了实现上述目的,本发明提出的技术方案是,一种汽轮发电机组碰摩故 障的弯扭耦合振动特性分析方法,其特征是所述方法包括:
步骤1:设定初始时刻t0和步进长度Δt;
步骤2:采集时刻t0机组各节点的位移和速度,计算时刻t0机组各节点的加 速度;
步骤3:令θ=0;
步骤4:根据时刻t0+θΔt机组各节点的位移、速度和加速度,计算时刻t0+θΔt 机组各轴段的外力/外力矩;
步骤5:将时刻t0+θΔt机组各轴段的外力/外力矩分别作为时刻t0+(θ+1)Δt机 组各轴段的临时外力/临时外力矩;
步骤6:根据时刻t0+(θ+1)Δt机组各轴段的临时外力/临时外力矩,利用基于 Riccati变换的轴系弯扭耦合振动增量传递矩阵计算时刻t0+(θ+1)Δt机组各节点 的位移增量;
步骤7:根据时刻t0+(θ+1)Δt机组各节点的位移增量,利用改进的wilson-θ增 量表达式计算时刻t0+(θ+1)Δt的位移、速度和加速度;
步骤8:根据时刻t0+(θ+1)Δt的位移、速度和加速度,计算时刻t0+(θ+1)Δt机 组各轴段的外力/外力矩;
步骤9:判断是否满足设定条件,如果满足设定条件,则执行步骤11;否 则,执行步骤10;
所述设定条件为:时刻t0+(θ+1)Δt机组各轴段的外力/外力矩与时刻 t0+(θ+1)Δt机组各轴段的临时外力/临时外力矩的差值绝对值小于设定值;
步骤10:令时刻t0+(θ+1)Δt机组各轴段的临时外力/临时外力矩等于时刻 t0+(θ+1)Δt机组各轴段的外力/外力矩,返回步骤6;
步骤11:令θ=θ+1,返回步骤5。
所述计算时刻t0+θΔt机组各轴段的外力/外力矩具体为,当轴段为碰摩轴段 时,计算时刻t0+θΔt机组该轴段的摩擦力矩;当轴段为轴颈轴段时,计算时刻 t0+θΔt机组该轴段的油膜力;当轴段为动叶栅所在轴段时,计算时刻t0+θΔt机组 动叶栅受到的蒸汽弯曲力矩;当轴段为发电机绕组轴段时;计算时刻t0+θΔt机组 的发电机绕组轴段受到的电磁力矩。
所述利用基于Riccati变换的轴系弯扭耦合振动增量传递矩阵计算时刻 t0+(θ+1)Δt机组各节点的位移增量的计算公式为:
其中,fiL为第i个轴段左侧力向量增量,为第i个轴段左侧位移向量增 量,U11和U21分别为基于Riccati变换的轴系弯扭耦合振动增量传递矩阵参数, U12,i、U22,i、Ff,i和Fe,i分别为第i个轴段的基于Riccati变换的轴系弯扭耦合 振动增量传递矩阵参数;
Kx和Cx分别为轴段等效圆盘在X方向的刚度和 阻尼系数,m为轴段等效圆盘质量;
Ky和Cy分别为轴段等效圆盘在Y方向的刚度和 阻尼系数;
A12=A21=0;A13=meA1,e为轴段等效圆盘的质量偏心距,A23=meB1,
Id为轴段等效圆盘转动惯量;
ω为轴段等效圆盘的转动角速度,Ip为轴段等效圆盘极惯矩;
Δfx为 轴段在X方向上的外力增量,Δfy为轴段在Y方向上的外力增量,和分别 为轴段等效圆盘的形心在X方向和Y方向的振动速度,和分别为轴段等效 圆盘的形心在X方向和Y方向的振动加速度;
和分别为轴段等效圆盘的形心在X方向和Y方向的振动速度,和分别为轴段等效圆盘的形心在X方向和Y方向的振动加速度,ΔTL为扭矩增 量。
所述利用改进的wilson-θ增量表达式计算时刻t0+(θ+1)Δt的位移、速度和加 速度的计算公式为:
其中,qt+θΔt、和分别为时刻t0+θΔt机组各节点的位移、速度和加速度, qt+(θ+1)Δt、和分别为时刻t0+(θ+1)Δt机组各节点的位移、速度和加速 度,Δqt+θΔt、和分别为时刻t0+(θ+1)Δt机组各节点的位移增量、速度增 量和加速度增量。
所述设定值为0.2%。
本发明利用改进的wilson-θ增量表达式计算位移加速度,通过基于Riccati 变换的轴系弯扭耦合振动增量传递矩阵计算位移增量,其实质是将逐步积分法 的思想与传统传递矩阵法相结合,对非线性方程组中各量进行增量改造,可用 于强非线性系统的求解,拓展了传递矩阵法在非线性领域的应用;另外,在计 算外力/外力矩时,不但能分析其弯振动态响应特性,同时也能进行扭振动态响 应的分析,更全面地揭示复杂转子系统的碰摩故障动力学特性;最后,利用前 一时刻的位移、速度和加速度,通过迭代运算计算当前时刻的外力/外力矩,其 计算结果更接近真实值。
附图说明
图1是汽轮发电机组碰摩故障的弯扭耦合振动特性分析方法流程图;
图2是汽轮发电机组轴段碰摩分析示意图。
具体实施方式
下面结合附图,对优选实施例作详细说明。应该强调的是,下述说明仅仅 是示例性的,而不是为了限制本发明的范围及其应用。
本发明的目的在于,将逐步积分法的思想与传统传递矩阵法相结合,对非 线性方程组中各量进行增量改造,使轴系弯振和扭振参量相互耦合,以解决现 有技术存在的不足。为此,在实施本发明前,需要进行一些准备,即将逐步积 分法的思想与传统传递矩阵法相结合,对非线性方程组中各量进行增量改造。
首先,对wilson-θ表达式进行增量改造。
wilson-θ法是逐步积分法的一种,其表达式为:
式中,q为转子的广义坐标。上式说明,如果已知瞬时t某节点的位移qt、速 度和加速度且还知道t+θΔt时刻该结点的位移qt+θΔt,则可由此式求出 t+Δt时刻该结点的位移qt+Δt、速度和加速度对于t+θΔt时刻轴系各节 点的位移qt+θΔt,可用下述基于Riccati变换的增量传递矩阵法求得。
将上式改造为增量表达形式:
公式(4)-(6)即为改进的wilson-θ增量表达式,其用于根据时刻t的位 移、速度和加速度以及时刻t+Δt的位移增量,计算时刻t+Δt的位移、速度 和加速度。
其次,建立基于Riccati变换的轴系弯扭耦合振动增量传递矩阵。
对汽轮发电机组转子系统采用多段集中质量模型,系统被模化为多达 数百个集中单元轴段,每个集中单元轴段由刚性薄圆盘和弹性轴段两部分 组成。
A、建立轴段弯振增量传递矩阵表达式。
以一集中单元轴段为研究对象,分别建立刚性薄圆盘和弹性轴段两部分 增量传递矩阵表达式。
1)刚性薄圆盘。
刚性薄圆盘左右截面的剪力及弯矩分别为QL、QR和ML、MR,由 D’Alembert原理可得:
同时,
式中,m为圆盘质量(轴段等效圆盘的质量),xc、和分别为圆盘质 量中心在X方向的振动位移、速度和加速度,yc、和分别为圆盘质量中 心在Y方向的振动位移、速度和加速度,Qx和Qy分别为圆盘在X方向和Y方 向所受的剪切力,K为圆盘刚度,[K]为圆盘刚度矩阵,C为圆盘阻尼系数, [C]为圆盘阻尼系数矩阵,x和分别为圆盘形心在X方向的振动位移和速度, y和分别为圆盘形心在Y方向的振动位移和速度,fx和fy分别为圆盘在X方 向和Y方向所受的外力,L和R分别代表圆盘的左截面和右截面,i代表圆盘 所处的轴段,Id为圆盘转动惯量,Ip为圆盘极惯矩,αx、和分别为弯矩 和剪力共同作用下与X方向的转角、角速度和角加速度,αy、和分别为 弯矩和剪力共同作用下与Y方向的转角、角速度和角加速度,Mx和My分别为 圆盘左右截面在X方向和Y方向的弯矩,ω为圆盘转动角速度,Lx和Ly分别为 圆盘在X方向和Y方向所受的外部弯矩。
由于
式(10)中φ为转子转过的角度,满足φ=φ1+β,其中φ1为不计扭角时转 过的角度,β为扭角,e为轴段等效圆盘的质量偏心距。稳定旋转时, φ1=ωt+φ0,加速时A为升速率,B为初转速。将式(10)代 入(7),并整理式(7)、(8)和(9)得:
上式为非线性方程组,各量用增量Δq=q(t+Δt)-q(t)代替,即可将非线性 微分方程转化为关于振动状态增量的线性微分方程,从而可以采用适合于线 性振动系统的任何一种方法进行分析。增量线性化具体方法为:
令方程组中某参量为f(x1,x2,...,xn),则其增量为:
Δf=f[x1(t+Δt),x2(t+Δt),...,xn(t+Δt)]-f[x1(t),x2(t),...,xn(t)]
将等式右侧第一项在t时刻按泰勒级数展开,且略去二阶及以上无穷小 项,即可得增量表达式:
下面以式(11)右端项为例说明增量线性化具体方法。令
将式(11)-(13)用增量方式表达,同时方程组中的均用Δq及 t时刻各已知量替换,即将式(4)、(5)代入,经整理得:
式(14)-(16)即为刚性薄圆盘的弯振增量传递方程,式中,
Δfx为轴段在X方向上的外力增量,Δfy为轴段在Y方向上的外力增量,和分别为轴段等效圆盘的形心在X方向和Y方向的振动速度,和分别为轴段 等效圆盘的形心在X方向和Y方向的振动加速度,t为当前时刻,和分别 为弯矩和剪力共同作用下与轴段在X方向上的角速度和角加速度,和分 别为弯矩和剪力共同作用下与轴段在Y方向上的角速度和角加速度,ω为轴 段等效圆盘的转动角速度,ΔLx为轴段等效圆盘在X方向所受的外部弯矩增 量,ΔLy为轴段等效圆盘在Y方向所受的外部弯矩增量。
2)弹性轴段。
设该轴段编号为i,两端截面的编号分别为i及i+1,则针对第i轴段(只 有弹性、无质量)的推导与一般的弯振场矩阵完全相同,有:
同样写成增量表达式,即为:
式中,
B、建立轴段扭振增量传递矩阵表达式。
1)刚性薄圆盘。
刚性薄圆盘承受的扭矩有惯性矩、弯振惯性力所产生扭矩、阻力矩、左 右截面扭矩差以及外矩,由扭矩所满足的条件,可得:
Ct为扭振阻尼,TL(t)为表示外部扭矩的参量,TiL和TiR分别为第i个圆盘左 截面和右截面的扭矩,即
改写成增量形式为:
将式(4)-(6)代入,经整理可得
式中,
同时,有和分别为第i个圆盘右截面和左截面转过的角度, ΔTL为扭矩增量。
其增量表达式为:
对于弹性轴段,由于无质量等截面弹性轴段的转动惯量忽略不计,它满 足下述关系
其增量表达式为:
Kt为弹性轴段扭转刚度。
C、建立轴段耦合振动增量传递矩阵表达式。
令转子各截面的力向量增量为位移向量增 量为则刚性薄圆盘的弯扭耦合振动增量传递方程 可写成如下矩阵形式:
式中各矩阵元素分别为:D11=D22=I,I表示单元对角矩阵D21=0, D23=0,
式中各矩阵元素分别为:B12=0,B13=B23=0,
将刚性圆盘和弹性轴段组合为一部件,有:
[B]和[D]为两个系数矩阵,上式写成
式中,U11=B11,U21=B21。
D)对耦合振动增量传递矩阵表达式进行Riccati变换。
将式(32)写为:
其中,fiL为第i轴段左侧力向量增量;U12,i和U22,i分别为第i轴段矩阵系 数;为第i轴段左侧位移向量增量,Ff,i和Fe,i分别为第i轴段参量,且 U12,i=U12,U22,i=U22,Ff,i=Ff,Fe,i=Fe。
引入Riccati变换,令fi=Siei+Pi,Si和Pi分别为第i轴段待定的Riccati 传递矩阵,则得到Si和Pi的递推公式及ei的递推公式
由轴段左端边界条件可得S1=0,P1=0,利用式(33)、(34)则可顺次 得到S2,P2,S3,P3…….,SN+1,PN+1,对于右端截面N+1,有
fN+1=SN+1·eN+1+PN+1 (36)
且fN+1=0(边界条件),故
然后利用式(35),可从右到左算出各ei(i=N,N-1,N-2,......,1),相应也 可算出各截面fi,所求结果即为各截面在t+θΔt时刻各状态矢量增量。
最后,还要确定加速度的计算方法。
在t0时刻,各节点的位移和速度是运动的初始条件,一般是已知的,但 初始加速度则需另外求出,根据式(11)、(12)和(24)可整理出有关加速 度的方程组:
其中,kx、cx、ky和cy为滑动轴承动力系数,当轴段为非轴颈轴段时,kx、 cx、ky和cy均为0,fx和fy分别为圆盘(轴段)在X方向和Y方向所受的外力。 对于轴段i有:
其中,
对于扭振,则由方程(29),可容易得到
ki为第i个轴段的刚度。将式(43)、(44)和(45)代入式(38)-(42) 中,即可得到初始加速度。
在完成上述准备工作后,可以按照图1所示的步骤,进行汽轮发电机 组碰摩故障的弯扭耦合振动特性分析。图1是汽轮发电机组碰摩故障的弯扭耦 合振动特性分析方法流程图。图1中,本发明提供的方法包括:
步骤1:设定初始时刻t0和步进长度Δt。
步骤2:采集时刻t0机组各节点的位移和速度,计算时刻t0机组各节点的加 速度。
由于已知时刻时刻t0机组各节点的位移和速度,因此可以利用上述公式 (38)-(45)计算时刻t0机组各节点的加速度。
步骤3:令θ=0。
步骤4:根据时刻t0+θΔt机组各节点的位移、速度和加速度,计算时刻t0+θΔt 机组各轴段的外力/外力矩。
当获知某时刻机组各节点的位移、速度和加速度后,即可计算该时刻机组 各轴段的外力/外力矩。
本发明采用多段集中质量模型对汽轮发电机组轴系进行模化,根据模型 中每个轴段受外力和外力矩的不同,可将轴段分为四类:碰摩轴段、轴颈轴 段、动叶栅所在轴段和发电机绕组轴段。计算得到四类轴段外力和外力矩后, 即可得到基于Riccati变换的轴系弯扭耦合振动增量传递矩阵。
(1)当轴段为碰摩轴段时。
碰摩发生时轴段坐标和碰摩模型如图2所示。图中,o为静子中心,o1为单 圆盘形心初始位置,o2为单圆盘形心位置,c为单圆盘质心,φ为转过的角度,δ 为转静子间隙圆半径,x-o1-y是建立在系统静止时转子形心的固定坐标系,FN为碰摩正压力,FT为切向摩擦力。系统静止时,转子形心与静子形心存在一定 的不对中量(对应图2中的oo1距离),其值为δ0,旋转过程中,转静子形心距 为当r>δ时,碰摩发生,碰摩力可表示为:
式中,Fx为发生碰摩时沿转子形心X方向的摩擦力,Fx为发生碰摩时沿转 子形心Y方向的摩擦力,x为发生碰摩时沿转子形心X方向的位移,y为发生碰 摩时沿转子形心Y方向的位移,ks为定子的径向刚度,μ为转子与静子间的摩擦 系数,摩擦力方向由符号Θψ决定:
ψ是动静碰摩点的线速度,它与转子自转角速度和涡动角速度有关,表达 式为:
式中,r0为碰摩点到转子形心的距离,为发生碰摩时沿转子形心X方向 的速度,为发生碰摩时沿转子形心Y方向的速度。摩擦力的存在,将使定子在 碰摩点对转子形心产生摩擦力矩MF,有:
MF=-FTR0=-ΘψμFNR0 (49)
(2)当轴段为轴颈轴段时。
机组轴颈轴段在滑动轴承内高速旋转,将受到油膜力的作用。通常油膜 力按非线性力处理,本文通过建立非线性油膜力数据库的方法计算非线性油 膜力。以椭圆轴承为例作介绍。
椭圆轴承的油膜力是由上瓦和下瓦所受力的合成,即:
式中,Fx10、fy10、fx20和fy20即为数据库中存储的当量油膜力分量,它由 参数(ε,θ,α)决定;为轴颈轴段的油膜力在上瓦的分力,为 轴颈轴段的油膜力在下瓦的分力,x和y分别为轴段轴心在X和Y方向的位移, 和分别为轴段轴心在X和Y方向的速度,ε1、θ1、ε’1、θ’1和α1分别是轴段 轴心相对于下瓦中心o1在极坐标系(ε,θ)下的运动参量,ε2、θ2、ε’2、θ’2和α2分 别是轴段轴心相对于上瓦中心o2在极坐标系(ε,θ)下的运动参量。
对于运行在一定工况下的,具有一定宽径比及瓦包角的椭圆轴承,根据 轴心的运动状态、轴承的椭圆度和公式(50),即可直接计算椭圆轴承的非线 性油膜力分量。
(3)当轴段为动叶栅所在轴段时。
动叶栅所在轴段是指高、中、低压缸内各级处的转子轴段,当机组带一 定负荷运行时,动叶栅将会受到蒸汽的弯曲力矩,该力矩即为动叶栅所在轴 段所受的外力矩,其值为:
Nel为汽轮机的机械功率输出,ωe为转子转动的角频率,有:
式中,Ne为机组额定功率,ηoe为机组相对内效率,机组工况变化不大时, 通常保持不变,取为常数。ηoel为偏离额定工况时的机组相对内效率,ΔH为 机组理想比焓降,有:
T0、P0和P2分别为级或级组在额定工况下蒸汽入口温度、压力和蒸汽排 汽压力,T01、P01和P21分别为级或级组在偏离额定工况时的蒸汽入口温度、 压力和蒸汽排汽压力,R为气体常数,D为蒸汽流量,有:
TH0、PH0和PH2分别为额定工况下主蒸汽入口温度、压力和乏汽排汽压力, TH01、PH01和PH21分别为偏离额定工况时的主蒸汽入口温度、压力和乏汽排汽 压力。
(4)当轴段为发电机绕组轴段时。
发电机绕组轴段受到电磁力矩Me的作用,其表达式为:
Me=ψdiq-ψqid=(-xdid+xafIf+xaDID)iq-(-xqiq+xaQIQ)id (53)
id和iq分别为定子绕组纵轴和橫轴的电流,xd为定子绕组d轴(纵轴)自 感系数,xq为定子绕组q轴(横轴)自感系数,xaD为定子绕组d轴互感系数, xaQ为定子绕组q轴互感系数,xaf为定子绕组励磁互感系数,If为定子绕组励 磁电流,ψd和ψq分别为定子绕组d轴和q轴的磁链。根据Park变换,有dqo 基本方程:
式中,γ为电机转子d轴与定子a相绕组轴线的夹角,Ia、Ib和Ic分别为 a、b、c三相电流,有:
ID和IQ分别为定子绕组和阻尼绕组纵轴和橫轴的电流,ω为发电机每一 时步的角速度。
步骤5:将时刻t0+θΔt机组各轴段的外力/外力矩分别作为时刻t0+(θ+1)Δt机 组各轴段的临时外力/临时外力矩。
由于计算某一时刻各个轴段的位移、速度和加速度需要用到外力/外力矩, 而相关外力/外力矩获得比较困难,因此本发明使用该时刻的前一时刻的位移、 速度和加速度计算出的外力和外力矩(即前一时刻的外力和外力矩)近似作为 该时刻的外力/外力矩,再使用迭代过程逼近该时刻的外力/外力矩的真实值。
步骤6:根据时刻t0+(θ+1)Δt机组各轴段的临时外力/临时外力矩,利用基于 Riccati变换的轴系弯扭耦合振动增量传递矩阵计算时刻t0+(θ+1)Δt机组各节点 的位移增量。
当获得某时刻各个轴段的外力/外力矩后,可以利用公式
步骤7:根据时刻t0+(θ+1)Δt机组各节点的位移增量,利用改进的wilson-θ增 量表达式计算时刻t0+(θ+1)Δt的位移、速度和加速度。
计算得到位移增量后,利用前一时刻的位移、速度、加速度和该时刻的位 移增量,通过公式(4)-(6)即可计算出该时刻的位移、速度和加速度。此时 需要注意的是,前一时刻为t0+θΔt,当前时刻为t0+(θ+1)Δt,因此公式(4)-(6) 变为:
步骤8:根据时刻t0+(θ+1)Δt的位移、速度和加速度,计算时刻t0+(θ+1)Δt机 组各轴段的外力/外力矩。
利用步骤4中的方法,使用步骤7中计算出的位移、速度和加速度,计算 新的机组各轴段的外力/外力矩。
由于之前得到的临时外力/临时外力矩只是外力/外力矩真实值的近似值, 因此本发明通过迭代的方法不断更新外力/外力矩,以逼近其真实值。迭代的过 程是使用本步骤计算的外力/外力矩与临时外力/临时外力矩做比较,从而确定 本步骤计算的外力/外力矩是否接近真实值。
步骤9:判断是否满足设定条件,如果满足设定条件,则执行步骤11;否 则,执行步骤10。
设定条件为:时刻t0+(θ+1)Δt机组各轴段的外力/外力矩与时刻t0+(θ+1)Δt机 组各轴段的临时外力/临时外力矩的差值绝对值小于设定值。
将每一次迭代获得的临时外力/临时外力矩(步骤5)和计算的外力/外力矩 (步骤8)作差,判断其差值的绝对值是否小于设定值,如果其差值的绝对值小 于设定值,说明计算的外力/外力矩已经非常接近真实值,此时可以结束迭代过 程。设定值一般取0.2%。
步骤10:临时外力/临时外力矩和计算的外力/外力矩的差值绝对值不小于 设定值,说明此时计算的外力/外力矩还不够接近真实值,此时令机组各轴段的 临时外力/临时外力矩等于步骤8计算的机组各轴段的外力/外力矩,返回步骤6, 继续迭代过程。
步骤11:当临时外力/临时外力矩和计算的外力/外力矩的差值绝对值小 于设定值时,说明步骤8计算的外力/外力矩已经非常接近真实值。此时,可 以将步骤8计算的外力/外力矩作为该时刻的外力/外力矩真实值,且将步骤8 中计算外力/外力矩时所用到的各轴段的位移、速度和加速度作为该时刻各轴 段的位移、速度和加速度的真实值。
令θ=θ+1,返回步骤5,继续循环执行上述过程,则可以得到t0+Δt,t0+2Δt, t0+3Δt,...等时刻的外力/外力矩、位移、速度和加速度的值。
以上所述,仅为本发明较佳的具体实施方式,但本发明的保护范围并不局 限于此,任何熟悉本技术领域的技术人员在本发明揭露的技术范围内,可轻易 想到的变化或替换,都应涵盖在本发明的保护范围之内。因此,本发明的保护 范围应该以权利要求的保护范围为准。
机译: 具有非线性元素的系统振动分析方法,车辆驱动系统的扭转振动分析方法,多级离合器盘的扭转角/扭矩特性决策方法和多级离合器盘
机译: 发动机缸体的振动传递特性分析仪及振动传递特性分析方法
机译: 振动特性分析仪及振动特性分析方法