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(華中科技大學(xué) 機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院 FESTO氣動技術(shù)中心， 湖北 武漢 430074)

引言

船舶在近水面航行時，會受到橫搖、縱搖、艏搖、橫蕩、縱蕩和垂蕩這六個自由度的運(yùn)動[1]，其中最大危害的就是橫搖。縱搖和橫搖運(yùn)動之間會存在嚴(yán)重的耦合，會影響到搭載設(shè)備的正常工作，甚至危害船舶的安全[2]，而在船舶航行中，卻不可避免的會遭遇高海情，因此對于高海情下，對船舶發(fā)生大角度橫搖時運(yùn)動狀態(tài)的研究就顯得格外重要。

一般的橫搖試驗(yàn)多在海洋條件下進(jìn)行，受天氣等原因的影響，橫搖角度不可控，出海成本高，風(fēng)險大。所以多探求在實(shí)驗(yàn)室中搭建橫搖模擬臺架，如譚思超等[3]設(shè)計了一種通過曲柄搖桿機(jī)構(gòu)模擬海洋條件中的搖擺臺架，可以以一定周期和振幅模擬橫搖運(yùn)動，并利用該臺架進(jìn)行了搖擺運(yùn)動條件下的自然循環(huán)流動不穩(wěn)定性實(shí)驗(yàn)研究；曲家文，張志虎等[4]設(shè)計了一種船舶橫搖運(yùn)動模擬臺架， 可以模擬船舶在規(guī)律波和不規(guī)律波作用下的橫搖運(yùn)動。該方法容易實(shí)現(xiàn)，無需建造水池，可實(shí)現(xiàn)較大角度橫搖，但由于試驗(yàn)條件的限制，無法準(zhǔn)確的復(fù)現(xiàn)船舶在海浪中的運(yùn)動。也有采用人工造波的方式，余滋紅，裘明揚(yáng)等[5]采用沖箱式造波裝置和等比例縮小的船體模型，重點(diǎn)觀察了波長、舭龍骨等因素對發(fā)生參數(shù)橫搖的臨界波高的影響。該方法受造波能力的限制，橫搖角度均為15°以內(nèi)，無法實(shí)現(xiàn)船舶大角度橫搖。

針對殼體排水量大和體積大的特點(diǎn)，設(shè)計了一種強(qiáng)迫橫搖裝置和電液位置伺服系統(tǒng)，分析了系統(tǒng)工作原理，推導(dǎo)了傳遞函數(shù)，使用AMESim仿真軟件平臺對橫搖試驗(yàn)臺架進(jìn)行了動態(tài)仿真，分析了仿真結(jié)果，為船用搖擺系統(tǒng)的設(shè)計與分析提供了有價值的參考。

1 工作原理概述

整個橫搖系統(tǒng)由三組正向橫搖和三組逆向橫搖裝置組成。其工作原理如圖1所示，以正向牽引裝置為例，在航行器的左右兩邊，各連接一根鋼絲繩，分別繞過航行器的頂部和底部，通過液壓系統(tǒng)驅(qū)動絞車，向左右兩端施加一對大小相等的拉力F1和F2，由于其大小相等，方向相反，不作用在同一條直線上，故產(chǎn)生了橫搖扭矩MR，使航行器順時針橫搖，反之亦然。

圖1 橫搖力矩加載原理圖

由于殼體排水量較大，若直接橫搖至一大角度，以45°為例，需克服的回復(fù)力矩高達(dá)107數(shù)量級，此時系統(tǒng)總功率可達(dá)3000 kW，工程上難以實(shí)現(xiàn)。但若先將殼體橫搖至5°，此時所需克服的回復(fù)力矩僅為105數(shù)量級，所以提出一種逐步加載的驅(qū)動方式，如圖2所示，控制閥9開啟時，液壓馬達(dá)12工作，驅(qū)動殼體正向橫搖至較小角度，此時伺服閥8的閥芯處于中位關(guān)閉狀態(tài)，馬達(dá)安全閥11卸荷，馬達(dá)13左右兩腔壓力相等，處于浮動狀態(tài)；當(dāng)殼體到達(dá)正向極限位置，陀螺儀檢測其角速度為0時，向控制系統(tǒng)反饋信號控制閥8開啟，同時控制閥9關(guān)閉，殼體在回復(fù)力矩和液壓馬達(dá)13的驅(qū)動下開始向反向橫搖，并且橫搖角度增大，如此往復(fù)，最終殼體達(dá)到既定的橫搖要求。

2 試驗(yàn)臺架建模

2.1 試驗(yàn)系統(tǒng)AMESim建模

在AMESim中， 提供了標(biāo)準(zhǔn)的液壓元件仿真模型庫，用以搭建自己所需的液壓系統(tǒng)模型[7]。利用軟件提供的機(jī)械庫、液壓庫和信號庫建立如圖3所示的系統(tǒng)模型。角度傳感器將殼體的角度位置信號反饋與給定信號比較，其偏差經(jīng)過PID控制器后，作為電液控制閥的輸入信號來控制閥芯開度，改變液壓馬達(dá)工作流量，進(jìn)而控制液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速。

1.油箱 2.變量泵和電機(jī) 3.進(jìn)油過濾器 4.單向閥 5.溢流閥 6.壓力表 7.蓄能器 8、9.控制閥 10、11.馬達(dá)安全閥 12、13.液壓馬達(dá) 14.冷卻器 15.回油過濾器圖2 液壓系統(tǒng)原理圖

圖3 閥控液壓伺服系統(tǒng)仿真模型

殼體橫搖過程中受到橫搖力矩、質(zhì)量慣性矩、阻力矩和回復(fù)力矩的作用[6]，根據(jù)Conolly線性理論可得：

式中：φc為殼體的橫搖角；Ix為殼體質(zhì)量繞x軸的轉(zhuǎn)動慣量；ΔIx為殼體質(zhì)量繞x軸的附加轉(zhuǎn)動慣量；Nu為橫搖運(yùn)動的阻尼力矩系數(shù)；D為殼體的排水量；h為殼體的初穩(wěn)性高。

表1 系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)

2.2 控制策略

1) 目標(biāo)角度設(shè)定

由于殼體排水量較大，系統(tǒng)安全極為重要，若直接設(shè)定目標(biāo)值45°，系統(tǒng)啟動時沖擊較大，為了保證系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行，使用判斷累加的方式給定目標(biāo)角度，目標(biāo)角度的設(shè)定策略如圖4所示。殼體開始橫搖時，指令角度為5°，殼體開始橫搖，陀螺儀檢測角速度為零時角度的瞬時值，若未到達(dá)5°，指令角度不變；若到達(dá)5°，指令角度加5°。循環(huán)往復(fù)，使目標(biāo)角度逐漸增大，若橫搖角度大于45°，則指令角度維持45°。

2) 控制策略

殼體在近水面處的橫搖運(yùn)動類似于單擺，角速度在通過零點(diǎn)時最大，具有最大橫搖角時角速度為0。若只采用位置閉環(huán)的伺服控制，誤差信號由大逐漸減小，馬達(dá)轉(zhuǎn)速由高逐漸降低，會造成閥開啟時對系統(tǒng)造成較大的沖擊，且在航行器角速度到達(dá)一定值后，馬達(dá)轉(zhuǎn)速不夠。

圖4 目標(biāo)角度設(shè)定原理圖

因此采用了位置和速度雙閉環(huán)控制策略，其中位置環(huán)為外環(huán)，根據(jù)比較當(dāng)前值與給定值的差值，通過位移調(diào)節(jié)器給速度環(huán)提供給定速度；速度環(huán)為內(nèi)環(huán)，通過PID控制器，輸出電流信號控制伺服閥開口，調(diào)整流量大小控制馬達(dá)轉(zhuǎn)速，最終實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的位置控制。雙閉環(huán)位置控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)原理如圖5所示。

3 試驗(yàn)系統(tǒng)仿真分析

設(shè)定仿真時間500 s，采樣頻率100 Hz，圖6為殼體橫搖幅值曲線，可以看出兩種控制策略都可以使殼體到達(dá)45°的橫搖幅值。其中雙閉環(huán)控制策略在150 s左右到達(dá)最終角度；單閉環(huán)控制策略到達(dá)指定幅值的時間約為50 s。二者都能滿足系統(tǒng)設(shè)計要求。

圖7a為雙閉環(huán)控制策略產(chǎn)生的指令信號，該信號幅值隨著殼體的角速度由0逐漸增大，由圖8及圖9a可以看出，此時系統(tǒng)壓力由120 bar逐漸升高至230 bar，馬達(dá)流量變化較為平穩(wěn)，最高流量值為180 L/min。

圖5 雙閉環(huán)位置控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)原理圖

圖6 殼體橫搖幅值曲線

圖7 兩種控制策略產(chǎn)生指令信號

圖8 系統(tǒng)壓力變化曲線

圖9 液壓馬達(dá)流量變化曲線

由圖7b可以看出，單閉環(huán)控制策略在馬達(dá)開始加載時，指令信號突然增大后逐漸減小，此時系統(tǒng)壓力突然增大至250 bar，對系統(tǒng)沖擊較大，馬達(dá)流量有較大抖動，最高至350 L/min，如圖8及圖9b所示。由以上分析可知，雙閉環(huán)控制策略可以有效減少對系統(tǒng)的沖擊，有利于液壓系統(tǒng)及機(jī)械設(shè)備的安全。

殼體與液壓馬達(dá)之間通過柔性鋼絲繩連接，鋼絲繩是否處于繃緊狀態(tài)，將會影響系統(tǒng)控制，因此對于系統(tǒng)運(yùn)動過程中鋼絲繩的狀態(tài)分析，就顯得格外重要。在AMESim中鋼絲繩模型并不受重力影響，可根據(jù)馬達(dá)與殼體端線速度大小來判斷鋼絲繩是否張緊，殼體與液壓馬達(dá)線速度如圖10所示?？梢钥闯鰵んw最大線速度125 m/s，約為0.336 rad/s，且馬達(dá)轉(zhuǎn)速始終大于殼體轉(zhuǎn)速，鋼絲繩時刻處于張緊狀態(tài)。

圖10 馬達(dá)與殼體線速度曲線

在馬達(dá)主動加載施加轉(zhuǎn)矩時，壓力腔壓力220 bar，回流腔壓力40 bar，馬達(dá)在兩腔壓力作用下開始輸出轉(zhuǎn)矩，如圖11所示；當(dāng)殼體達(dá)到最大角度，角速度為0時，此時電磁溢流閥開啟，兩腔連通壓力平衡在130 bar，受回復(fù)力矩作用馬達(dá)處于泵工況，會產(chǎn)生較小壓差，驗(yàn)證了液壓系統(tǒng)動作正確性。

圖11 馬達(dá)兩腔壓力曲線

4 結(jié)論

本研究為殼體大角度橫搖試驗(yàn)臺架設(shè)計了橫搖及液壓系統(tǒng)，利用液壓馬達(dá)拉動鋼絲繩來驅(qū)動殼體橫搖，提出了循環(huán)加載的驅(qū)動方式和雙閉環(huán)控制策略，得到了合理的仿真結(jié)果。結(jié)合殼體受外力作用時的運(yùn)動方程及流量方程，推導(dǎo)了系統(tǒng)傳遞函數(shù)；通過對殼體橫搖液壓系統(tǒng)的AMESim建模仿真，驗(yàn)證了該系統(tǒng)的可行性和正確性及系統(tǒng)的動態(tài)特性，為試驗(yàn)臺的搭建提供了有效的參考依據(jù)。對位置單閉環(huán)和位置速度雙閉環(huán)控制策略進(jìn)行了對比分析， 仿真結(jié)果顯示雙閉環(huán)控制

策略能夠有效的減緩系統(tǒng)沖擊，正確的實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)動作。由于鋼絲繩為力傳導(dǎo)介質(zhì)，其動態(tài)特性直接關(guān)系到系統(tǒng)安全與運(yùn)行，有必要對鋼絲繩在ADAMS中建模分析，為今后系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計提供依據(jù)。

參考文獻(xiàn)：

[1] 胡開業(yè).船舶在波浪中的大幅橫搖運(yùn)動及其運(yùn)動穩(wěn)定性研究[M].哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)，2011.

[2] 金鴻章，潘立鑫，王琳琳.水下機(jī)器人近水面橫搖運(yùn)動的解耦控制[J].船舶工程，2010,32(2)：32-35.

[3] 張松濤,李心寧,梁利華,王娜.基于干擾觀測器的位置伺服系統(tǒng)復(fù)合控制[J].液壓與氣動,2013,(11):44-47.

[4] 曲家文，張志虎.船舶減搖水艙試驗(yàn)臺架橫搖運(yùn)動模擬[J].船舶工程，2003,25(1)：22-25.

[5] 余滋紅，裘明揚(yáng).大型集裝箱船參數(shù)橫搖模擬試驗(yàn)和數(shù)值模擬研究[J].船舶，2009，(1)：19-23.

[6] 盛振邦，劉應(yīng)中.船舶原理[M].上海：上海交通大學(xué)出版社，2003.

[7] 馮歡歡,陳饋,龔國芳,王助鋒.一種新型盾構(gòu)管片拼裝系統(tǒng)設(shè)計與研究[J].液壓與氣動,2013,(9):71-74.