朱劍昀 陳 俐 彭 程

1.上海交通大學(xué)海洋工程國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,上海，2002402.高新船舶與深海開發(fā)裝備協(xié)同創(chuàng)新中心，上海，200240

混合動(dòng)力船舶模式切換過程力矩協(xié)調(diào)控制

朱劍昀1,2陳 俐1,2彭 程1,2

1.上海交通大學(xué)海洋工程國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,上海，2002402.高新船舶與深海開發(fā)裝備協(xié)同創(chuàng)新中心，上海，200240

針對(duì)混合動(dòng)力船舶的模式切換過程中可能出現(xiàn)的扭轉(zhuǎn)波動(dòng)，傳動(dòng)軸劇烈沖擊和離合器過度磨損問題，提出基于模型參考控制(MRC)的力矩協(xié)調(diào)控制策略。首先建立動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，基于此推導(dǎo)出電機(jī)單獨(dú)推進(jìn)模式的動(dòng)力學(xué)模型，并作為參考模型；然后設(shè)計(jì)MRC力矩協(xié)調(diào)控制策略。仿真結(jié)果表明，與傳統(tǒng)的模式切換方式相比，MRC控制可改善動(dòng)力中斷和軸系劇烈沖擊，而且顯著減小離合器滑摩功。敏感性分析給出了外部干擾和執(zhí)行機(jī)構(gòu)噪聲對(duì)控制品質(zhì)的影響。

混合動(dòng)力船舶；模式切換；過驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)；模型參考控制

0 引言

面向綠色航運(yùn)發(fā)展與漸趨嚴(yán)格的船舶節(jié)能減排法規(guī)要求，油電混合動(dòng)力船舶正日益受到關(guān)注。它通過傳動(dòng)裝置耦合柴油機(jī)與電機(jī)，來實(shí)現(xiàn)柴油機(jī)單獨(dú)推進(jìn)、電機(jī)單獨(dú)推進(jìn)或雙機(jī)并行推進(jìn)等模式，可適應(yīng)復(fù)雜多變工況，避免柴油機(jī)低效工作，且在排放限制區(qū)域發(fā)揮電機(jī)零排放的優(yōu)勢?；旌蟿?dòng)力推進(jìn)技術(shù)在多功能工程船、近海補(bǔ)給船、游輪、近海鉆井平臺(tái)以及軍事艦船等領(lǐng)域具有廣泛的應(yīng)用前景[1-2]。

一般而言，當(dāng)船舶低速行駛時(shí)，采用電機(jī)推進(jìn)模式；當(dāng)船舶中高速行駛時(shí)，采用柴油機(jī)推進(jìn)模式；當(dāng)船舶加速、遇風(fēng)浪或在冰區(qū)行駛時(shí)，則采用雙機(jī)并行推進(jìn)模式。由此，模式切換操作是適應(yīng)工況變化所必須的。切換過程中涉及傳動(dòng)控制元件(離合器)力矩導(dǎo)入以及與柴油機(jī)力矩、電機(jī)力矩協(xié)調(diào)等問題，若控制不當(dāng)，將會(huì)造成傳動(dòng)系動(dòng)力輸出中斷、沖擊劇烈使得主軸斷裂以及離合器熱負(fù)荷過大而導(dǎo)致?lián)p壞等問題[3-4]。魏偉等[5]研究了串聯(lián)式混合動(dòng)力船舶能源管理的模式切換策略；高迪駒等[6]研究了混合動(dòng)力船舶能量管理并提到模式切換策略，但未對(duì)模式切換過程的動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行分析。

混合動(dòng)力船舶模式切換過程有3個(gè)控制輸入量(柴油機(jī)力矩、電機(jī)力矩和傳動(dòng)控制元件引入的力矩)和2個(gè)輸出量(傳動(dòng)控制元件兩端轉(zhuǎn)速)，是一個(gè)過驅(qū)動(dòng)控制系統(tǒng)。這個(gè)特性與船舶多機(jī)并車過程相似。按照傳動(dòng)控制元件的不同，常用的并車方法有：①采用液力耦合器(耦合器的介質(zhì)流體黏性大，可緩沖沖擊，但泵輪與渦輪之間存在轉(zhuǎn)速差，從而導(dǎo)致能量損失較大[7])；②采用同步自換擋(synchro-self-shifting,SSS)離合器(結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本昂貴，操作簡單，但易引起沖擊[8-9])；③采用摩擦式離合器(結(jié)構(gòu)簡單，成本低，廣泛應(yīng)用于傳扭需求不高的系統(tǒng)[10])，但是摩擦非線性增加了切換過程的復(fù)雜性。傳統(tǒng)的簡單液壓控制具有沖擊大的缺陷，為了減小沖擊，使離合器接合柔和且滑摩功小，工程上提出了包括逐步升壓控制、二次升壓控制、逐步升壓及可微速調(diào)壓控制以及最大接合線速度控制等改進(jìn)方法[11]，但對(duì)這些方法的適用性、控制品質(zhì)以及控制參數(shù)標(biāo)定方法等，還缺乏系統(tǒng)分析。

模型參考控制(model reference control，MRC)以理想模型的工作狀態(tài)為參考進(jìn)行控制[12]，且廣泛應(yīng)用于工程領(lǐng)域。CHOW等[13]用MRC方法對(duì)亞微米精密直線運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)中的電機(jī)位置進(jìn)行了精確跟蹤。FANG等[14]利用MRC方法來消除車輛加速過程中的傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)。WEN等[15]則將MRC方法應(yīng)用在汽車電子控制器(electronic control unit,ECU)上，有效提高了換擋平順性。此外，CHEN等[16]利用MRC方法控制混合動(dòng)力車輛模式的切換，顯著減小了車輛沖擊度和離合器滑摩功。本文針對(duì)一種采用濕式摩擦離合器的混合動(dòng)力船舶的模式切換過程，提出一種基于MRC方法的力矩協(xié)調(diào)控制策略。

首先建立動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，基于此推導(dǎo)電機(jī)單獨(dú)推進(jìn)模式的動(dòng)力學(xué)模型，作為參考模型。然后基于MRC方法設(shè)計(jì)力矩協(xié)調(diào)控制策略，在穩(wěn)定性框架下設(shè)計(jì)過驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的參數(shù)選擇方法，并在MATLAB/Simulink平臺(tái)進(jìn)行仿真驗(yàn)證控制策略的有效性。最后通過敏感性分析給出了外部干擾和執(zhí)行機(jī)構(gòu)噪聲對(duì)控制品質(zhì)的影響。

1 動(dòng)力學(xué)建模

1.1 系統(tǒng)描述

一種典型的混合動(dòng)力推進(jìn)系統(tǒng)架構(gòu)及其工作模式的能量流如圖1所示[17]。當(dāng)船舶低速行駛時(shí)，離合器分離，處于電機(jī)推進(jìn)模式(圖1a)，電機(jī)帶動(dòng)螺旋槳旋轉(zhuǎn)，電機(jī)電力來源于電池。當(dāng)船舶加速或遇到風(fēng)浪等需要大推進(jìn)力矩的工況時(shí)，離合器接合，引入柴油機(jī)推進(jìn)，處于混合推進(jìn)模式(圖1b)。船舶中高速行駛時(shí)，離合器仍然接合，電機(jī)不輸出力矩，處于柴油機(jī)推進(jìn)模式(圖1c)。事實(shí)上，從電機(jī)推進(jìn)模式切換到柴油機(jī)推進(jìn)模式，也需要經(jīng)過混合推進(jìn)模式。為不失一般性，本文針對(duì)從電機(jī)推進(jìn)模式切換到混合推進(jìn)模式的動(dòng)力學(xué)過程進(jìn)行了推導(dǎo)。

1.2 動(dòng)力學(xué)建模

(a)電機(jī)推進(jìn)模式

(b)混合推進(jìn)模式

(c)柴油機(jī)推進(jìn)模式

圖1 混合動(dòng)力推進(jìn)工作模式Fig.1 Hybrid propulsion operating mode

(a)完整模型

(b)簡化模型圖2 混合動(dòng)力船舶傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型Fig.2 Dynamic model for powertrain of hybrid ship

動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型包括五個(gè)關(guān)鍵部件，即柴油機(jī)、電動(dòng)/發(fā)電機(jī)、離合器、耦合器和螺旋槳。為了凸顯模式切換引起的沖擊，模型忽略了彈性元件。在本文研究的模式切換過程中，電動(dòng)/發(fā)電機(jī)在電動(dòng)模式工作，故稱該模塊為電機(jī)?；诩匈|(zhì)量假設(shè)，圖2所示為混合動(dòng)力系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型。由圖2可以看出，TD、TM/G、Tpro、Tf和Tc分別為柴油機(jī)輸出力矩、電機(jī)輸出力矩、螺旋槳負(fù)載力矩、柴油機(jī)阻力矩和離合器傳遞力矩；JD、JM/G、Jpro、Jc_A、Jc_B、Jg1和Jg2分別為柴油機(jī)、電機(jī)、螺旋槳、離合器A軸、離合器B軸、耦合器齒輪組1和齒輪組2的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；ω1、ω2、ωM/G和ωpro分別為軸A角速度(即柴油機(jī)動(dòng)力輸出軸角速度)、軸B角速度、電機(jī)角速度和螺旋槳角速度；i1和i2分別為耦合器齒輪組1、齒輪組2的傳動(dòng)比。

從運(yùn)動(dòng)自由度的角度，由于電機(jī)角速度ωM/G、螺旋槳角速度ωpro與軸B角速度ω2之間的速比固定，即三者只有一個(gè)運(yùn)動(dòng)自由度，因此動(dòng)力學(xué)模型可以簡化為圖2b，將電機(jī)、螺旋槳等部件慣量等效到軸B進(jìn)行計(jì)算。

簡化后的混合動(dòng)力船舶模式切換過程的動(dòng)力學(xué)方程為

(1)

(2)

(3)

J1=JD+Jc_A

計(jì)算可得螺旋槳負(fù)載力矩[18]

Tpro=KQρn2D5

(4)

式中，KQ為螺旋槳扭矩系數(shù)；ρ為水的密度；D為螺旋槳直徑；n為螺旋槳轉(zhuǎn)速。

1.3 離合器模型

離合器有三種工作狀態(tài)，分別是 “斷開”、“滑摩”和“鎖合”。通過函數(shù)符號(hào)sign(·)建立庫侖摩擦模型，其模型的表達(dá)式如下：

(1)當(dāng)離合器處于“斷開”狀態(tài)時(shí)，有

Tc(t)=0

(5)

(2)當(dāng)離合器處于“滑摩”狀態(tài)時(shí)，ω1≠ω2，離合器力矩Tc的大小由執(zhí)行機(jī)構(gòu)給出，方向由離合器兩端轉(zhuǎn)速差決定。

Tc(t)=|Tc(t)|sign(ω1(t)-ω2(t))

(6)

(3)當(dāng)離合器處于“鎖合”狀態(tài)時(shí)，ω1=ω2，離合器力矩Tc由靜摩擦力產(chǎn)生。

(7)

1.4 參考模型

以電機(jī)推進(jìn)模式的動(dòng)力學(xué)模型為參考模型，電機(jī)輸出力矩為船舶在符合航行需求的推進(jìn)力矩TM/G_cmd，離合器斷開時(shí)，其參考模型見圖3。

圖3 參考模型Fig.3 Reference model

可得到其動(dòng)力學(xué)方程如下：

(8)

(9)

式中，ωm(t)為參考模型中軸B角速度。

2 模型參考控制器設(shè)計(jì)

定義狀態(tài)變量xp1(t)、xp2(t)，控制輸入u1(t)、u2(t)、u3(t)，系統(tǒng)輸出yp1(t)、yp2(t)，以及擾動(dòng)變量d1(t)、d2(t)，其表達(dá)式分別如下：

(10)

(11)

(12)

(13)

其中，d1(t)、d2(t)采用估計(jì)值，Tf(t)取常數(shù)。

于是，動(dòng)力學(xué)方程式(1)、式(2)可寫為

(14)

(15)

定義參考模型的狀態(tài)變量xm(t)、控制輸入um(t)、系統(tǒng)輸出ym(t)分別如下：

于是，參考模型的動(dòng)力學(xué)方程式(8)可寫為

(16)

綜上，被控對(duì)象輸出yp1(t)、yp2(t)和參考模型輸出ym(t)之間的誤差向量e(t)可表示為

e(t)=[e1(t)e2(t)]T=
[yp1(t)-ym(t)yp2(t)-ym(t)]T

(17)

(18)

反饋增益矩陣K與反饋算法如下：

(19)

圖4 MRC控制框圖Fig.4 MRC Control Diagram

u1(t)=r1(t)+k11e1(t)+k12e2(t)

(20)

u2(t)=r2(t)+k21e1(t)+k22e2(t)

(21)

u3(t)=r3(t)+k31e1(t)+k32e2(t)

(22)

2.1 誤差方程及穩(wěn)定性條件

由于該系統(tǒng)為過驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，所以理論上有無數(shù)種控制方案。但實(shí)際上為了使系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行，控制參數(shù)需要符合各種約束條件。首先考慮系統(tǒng)穩(wěn)定性條件，將式(17)改寫為

(23)

將式(14)～式(16)和式(20)～式(22)代入式(23)可得

(24)

由Lyapunov穩(wěn)定性理論第二判據(jù)可知，系統(tǒng)漸近穩(wěn)定的充要條件是矩陣A的特征值均有負(fù)實(shí)部[19]，因此反饋增益矩陣K應(yīng)滿足如下條件：

k11-k31+k21-k32<0

(25)

(26)

2.2 參數(shù)選擇

本文中的MRC控制系統(tǒng)有3個(gè)輸入(u1(t)、u2(t)、u3(t))(分別為柴油機(jī)力矩、電機(jī)力矩和離合器傳遞力矩)，2個(gè)輸出(yp1(t)、yp2(t))，是過驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，且有無窮多解?？紤]算法簡便性和動(dòng)靜摩擦狀態(tài)切換的連續(xù)性，本文提出了控制器參數(shù)的選擇方法。

2.2.1輸入量組合

由于在模式切換過程中電機(jī)仍然為船舶提供主要?jiǎng)恿?，所以電機(jī)力矩u2(t)不為零，故排除(u1(t),u3(t))組合。對(duì)于(u1(t),u2(t))組合而言，沒有摩擦損失，但柴油機(jī)在低效區(qū)工作。對(duì)于(u2(t),u3(t))組合而言，雖避免了柴油機(jī)在低效區(qū)工作，但是存在摩擦損失。綜合考慮，當(dāng)A、B軸轉(zhuǎn)速差較大時(shí)，選擇(u1(t)，u2(t))作為初始輸入組合；當(dāng)A、B軸轉(zhuǎn)速差小于閾值ε時(shí)，引入輸入u3(t)。其具體算法如下：

if |ω1(t)-ω2(t)|>εthen

else

end

2.2.2前饋設(shè)計(jì)

為了使得系統(tǒng)控制量連續(xù)，離合器滑摩結(jié)束時(shí)刻與鎖合開始時(shí)刻的u3(t)必須相同，即按照式(21)計(jì)算的u3(t)須與按照式(7)計(jì)算的離合器傳遞力矩相等。聯(lián)立式(7)與式(22)，并將式(11)代入得

(27)

將式(20)、式(21)代入得

(28)

可見，當(dāng)下列條件滿足時(shí)，式(28)成立

(29)

(30)

對(duì)于式(29)，若式(24)中的B=0，則誤差e(t)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)不受影響，據(jù)此推導(dǎo)下列等式成立

(31)

r2(t)=r(t)-r3(t)

(32)

進(jìn)一步推導(dǎo)可得，式(31)、式(32)滿足式(29)。

此外，由于在離合器滑摩結(jié)束或鎖合開始時(shí)，A、B軸轉(zhuǎn)速同步，即e(t)=0成立，因此式(30)自然成立。綜上，前饋控制式(31)、式(32)可使系統(tǒng)在離合器滑摩與鎖合切換時(shí)系統(tǒng)控制量連續(xù)，從而可使系統(tǒng)狀態(tài)連續(xù)。

2.2.3反饋設(shè)計(jì)

反饋環(huán)節(jié)有6個(gè)反饋參數(shù)和2個(gè)穩(wěn)定性條件式(25)、式(26)，因而還有4個(gè)獨(dú)立變量。由于u1(t)并不影響e2(t)，即e2(t)相對(duì)u1(t)獨(dú)立，因此可以只通過e1(t)的反饋來控制u1(t)。同理，u2(t)也不受e1(t)的影響。因此，參數(shù)k12和k21可設(shè)為零，這樣減少2個(gè)獨(dú)立變量。則穩(wěn)定性方程式(25)、式(26)可以簡化為

C1=k11-(k31+k32)<0

C2=k22(k31-k11)-k11k32<0

在模式切換過程中，u3(t)從零變?yōu)榉橇?，這可視為對(duì)狀態(tài)變量xp2(t) 的擾動(dòng)，將式(21)、式(22)代入式(15)得

(33)

由于k21=0 ，以及根據(jù)式(32)，式(33)可將上式改寫為

(34)

MRC控制的目標(biāo)為e(t)=0，即xp2=xm。聯(lián)立式(16)、式(18)和式(34)可得

k22e2(t)+k31e1(t)+k32e2(t)=0

(35)

至此，對(duì)應(yīng)兩個(gè)穩(wěn)定性條件式(31)和式(32)，獨(dú)立變量只有k11、k31和k32三個(gè)。

3 結(jié)果與討論

本研究在MATLAB/Simulink平臺(tái)上建立船舶動(dòng)力學(xué)模型，同時(shí)根據(jù)上述推導(dǎo)建立參考模型為基礎(chǔ)的MRC力矩協(xié)調(diào)控制策略，并先將使用MRC控制的模式切換過程與傳統(tǒng)的逐步升壓控制方法相比較。仿真結(jié)果表明，與傳統(tǒng)的模式切換方式相比，MRC控制可避免動(dòng)力中斷和軸系劇烈沖擊，而且顯著減小離合器滑摩功。敏感性分析給出了閾值ε、外部干擾以及執(zhí)行機(jī)構(gòu)噪聲對(duì)MRC控制品質(zhì)的影響。

本文所研究的混合動(dòng)力船舶排水量為160 t，設(shè)計(jì)航速為6.17 m/s，主機(jī)額定功率為280 kW，額定轉(zhuǎn)速為167.5 rad/s。仿真中用到的參數(shù)如表1所示。此外，柴油機(jī)阻力矩Tf為50 N·m。因受執(zhí)行機(jī)構(gòu)響應(yīng)能力的限制，柴油機(jī)力矩變化率為-100～30 N·m/s，離合器滑摩過程中力矩變化率為-200～100 N·m/s。由于電動(dòng)機(jī)快速響應(yīng)的特性，故未設(shè)置力矩變化率限制。

表1 仿真參數(shù)Tab.1 Simulation parameters

3.1 MRC控制品質(zhì)仿真

在仿真過程中設(shè)置當(dāng)B軸角速度達(dá)到140 rad/s時(shí)，則開始進(jìn)行由電機(jī)推進(jìn)模式到混合推進(jìn)模式的切換。MRC的控制參數(shù)見表2。

表2 控制參數(shù)Tab.2 Control parameters

傳統(tǒng)的逐步升壓控制方法在B軸角速度達(dá)到140 rad/s時(shí)，離合器即進(jìn)入“滑摩階段”，切換過程的數(shù)學(xué)表達(dá)式如下：

MRC控制與傳統(tǒng)操作的模式切換過程的比較如圖5所示。其中，圖5a為需求的推進(jìn)力矩，圖5b～圖5d為三個(gè)控制輸入量歷程，圖5e為離合器兩端(即軸A與軸B)同步歷程，圖5f～圖5h為切換過程評(píng)價(jià)指標(biāo)，即軸A /軸B角加速度、軸A/軸B沖擊度以及離合器滑摩功。

(a)需求推進(jìn)力TM/G_cmd (b)電機(jī)力矩TM/G

(c)柴油機(jī)力矩TD (d)離合器力矩TC

(e)角速度ω1，ω2 (f)角加速度

(g)沖擊度滑摩功ED圖5 模式切換過程比較Fig.5 Comparison of HEV mode transition

軸B的角加速度是對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)力矩中斷的量化描述。從圖5f中可以看出，MRC控制的軸B角加速度平穩(wěn)，反映出傳遞到B軸的動(dòng)力沒有中斷也沒有突變，而傳統(tǒng)操作方式下，角速度最高可達(dá)23.81 rad/s2，且變化率較大。這是由于MRC在軸A與軸B轉(zhuǎn)速差低至30 rad/s時(shí)才引入離合器接合，一方面滑摩力矩小，如圖5d所示；另一方面電機(jī)力矩可較輕松抵消滑摩力矩對(duì)B軸帶來負(fù)力矩的影響，如圖5b所示。在傳統(tǒng)操作方式下，離合器力矩增加得快，而電機(jī)力矩未隨之調(diào)整，因而滑摩過程的負(fù)力矩效應(yīng)明顯；而離合器鎖合之后，又由于柴油機(jī)力矩增加過快，故正向加速度較大。

軸A和軸B的沖擊度分別是為角加速度的導(dǎo)數(shù)，是軸系受沖擊大小的量化描述。傳統(tǒng)操作方式在離合器滑摩結(jié)束遷移至鎖合狀態(tài)時(shí)對(duì)A軸和B軸都產(chǎn)生較大沖擊度，而MRC控制的切換過程無明顯沖擊，如圖5g所示。這是由于離合器從滑摩狀態(tài)遷移至鎖合狀態(tài)時(shí)，摩擦形式從動(dòng)摩擦變化為靜摩擦，會(huì)導(dǎo)致摩擦力矩突變。MRC控制以軸A、軸B角速度跟蹤參考模型輸出角速度為目標(biāo)，而參考模型在參考輸入下產(chǎn)生的角速度二階可導(dǎo)，通過3個(gè)控制輸入量來實(shí)現(xiàn)預(yù)期性能，使離合器傳遞力矩平滑遷移，從而避免劇烈沖擊。

圖5h所示為滑摩功曲線，滑摩功是評(píng)價(jià)切換過程能量損失以及離合器使用壽命的一種量化指標(biāo)，其計(jì)算方法如下：

(36)

傳統(tǒng)操作方式的滑摩功為3.88 kJ，而MRC控制的滑摩功僅為133.81 J。從式(36)可知，滑摩功與3個(gè)因素有關(guān)：滑摩時(shí)間、角速度差和離合器力矩。雖然MRC的滑摩時(shí)間較長，為10.95 s，而傳統(tǒng)操作方式的滑摩時(shí)間較短，為4.14 s，但MRC控制的角速度差和離合器力矩均遠(yuǎn)小于傳統(tǒng)方式，如圖5d和圖5e所示，因此，MRC顯著減小了滑摩功。

3.2 閾值ε對(duì)控制品質(zhì)的影響

閾值ε是離合器參與切換時(shí)軸A與軸B的角速度差，ε決定了離合器參與切換的時(shí)刻。當(dāng)ε取值30 rad/s、40 rad/s和50 rad/s時(shí)，切換過程的4個(gè)性能評(píng)價(jià)指標(biāo)如圖6所示。由圖6a～圖6c可以看出，ε取值對(duì)軸B角加速度(圖6a)、軸A沖擊度的最大值(圖6b)和軸B沖擊度(圖6c)幾乎沒有影響(軸A沖擊度來源于柴油機(jī)力矩的增長速率限制)。由圖6d可以看出，ε取值越小，則滑摩功明顯減小，3個(gè)取值產(chǎn)生的滑摩功分別為133.81 J、230.81 J、288.43 J。由此，在離合器參與切換之前通過柴油機(jī)控制使得軸A與軸B趨近(即達(dá)到較小的ε值)同步，有助于減小滑摩功。

3.3 外部干擾對(duì)控制品質(zhì)的影響

(a)軸B角加速度

(b)軸A沖擊度

(c)軸B沖擊度

(d) 滑摩功ED圖6 閾值ε對(duì)控制品質(zhì)的影響Fig.6 Effects of slipping speed threshold ε on mode transition performance

考慮柴油機(jī)阻力矩Tf會(huì)受到發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、輸出力矩、發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸壓力、溫度等因素的影響而發(fā)生變化，螺旋槳負(fù)載力矩Tpro也會(huì)受到螺旋槳轉(zhuǎn)速、船舶行駛速度與航向、水流速度與流動(dòng)狀態(tài)等因素的影響而發(fā)生變化，故本文給出柴油機(jī)阻力矩Tf和螺旋槳負(fù)載力矩Tpro的擾動(dòng)對(duì)切換品質(zhì)的影響，如圖7所示。由圖7可以看出，Tf受到帶寬為30 Hz、信噪比為50的白噪聲干擾，而Tpro受到帶寬為20 Hz、信噪比為50的白噪聲干擾。由圖7a～圖7c可以看出，螺旋槳負(fù)載力矩Tpro擾動(dòng)對(duì)軸A與軸B的動(dòng)態(tài)特性影響都較大，原因在于該力矩較大，且作用于軸B，故軸B直接受到了影響；又由于該力矩引起軸B轉(zhuǎn)速發(fā)生較大變化，根據(jù)MRC控制率，離合器力矩Tc也發(fā)生較大變化，從而導(dǎo)致軸A的動(dòng)態(tài)特性間接受到了影響。柴油機(jī)阻力矩Tf相對(duì)較小，其擾動(dòng)引起軸A輕微抖動(dòng)，如圖7b所示，但是對(duì)軸B的動(dòng)態(tài)響應(yīng)幾乎沒有影響。由圖7d可以看出，柴油機(jī)阻力矩Tf的擾動(dòng)對(duì)離合器滑摩功的影響很小，而螺旋槳負(fù)載力矩Tpro的擾動(dòng)顯著增大了滑摩功。

(a)軸B角加速度

(b)軸A沖擊度

(c)軸B沖擊度

(d)滑摩功ED圖7 力矩Tf(t)和Tpro(t)擾動(dòng)的影響Fig.7 Effects of disturbances of engine friction torque and propeller torque on mode transition performance

3.4 執(zhí)行機(jī)構(gòu)噪聲對(duì)控制品質(zhì)的影響

(a)軸B角加速度

(b)軸A沖擊度

(c)軸B沖擊度

(d)滑摩功ED圖8 力矩TD(t)和Tc(t)擾動(dòng)的影響Fig.8 Effects of disturbances of diesel engine torque and clutch torque on mode transition performance

考慮到柴油機(jī)力矩和離合器力矩會(huì)由于其執(zhí)行機(jī)構(gòu)的間隙、溫度、摩擦等產(chǎn)生波動(dòng)，故本文給出2個(gè)力矩分別受到二階主頻之下的干擾時(shí)對(duì)切換品質(zhì)的影響，如圖8所示。由圖8可以看出，柴油機(jī)力矩受到帶寬為30 Hz、信噪比為20的白噪聲干擾，而離合器力矩受到帶寬為20 Hz、信噪比為20的白噪聲干擾[20-21]。由圖8a～圖8c可以看出，柴油機(jī)力矩受到干擾引起軸A沖擊度增大，但對(duì)軸B角加速度與沖擊度幾乎沒有影響，原因是該干擾被離合器隔離，沒有直接作用于B軸；離合器力矩受到干擾使得軸A、軸B的角加速度都受到影響，沖擊度都增大。比較圖8d與圖5h可以看出，2個(gè)力矩受到干擾產(chǎn)生較大滑摩功，特別是柴油機(jī)力矩受到干擾，使得軸A、軸B滑摩同步過程中轉(zhuǎn)速差有所增大，且滑摩功增大至169.37 J。

4 結(jié)論

(1)本文針對(duì)混合動(dòng)力船舶模式切換過程，提出了基于模型參考控制(MRC)的力矩協(xié)調(diào)控制策略。建立了動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，并以純電機(jī)驅(qū)動(dòng)的動(dòng)力學(xué)模型作為參考模型，然后推導(dǎo)出MRC的穩(wěn)定性條件，在滿足穩(wěn)定性的前提下，以避免力矩突變引起的劇烈沖擊為目標(biāo)，給出了選擇前饋和反饋控制參數(shù)的方法。

(2)仿真結(jié)果表明，與傳統(tǒng)的快速逐步升壓切換方法相比，本文研究的MRC能避免切換過程動(dòng)力中斷，降低傳動(dòng)軸沖擊，并顯著減小了離合器滑摩功。

(3)MRC的敏感性分析表明，①離合器參與動(dòng)力切換的轉(zhuǎn)速差閾值取值不同，MRC方法的沖擊度不變，但是滑摩功隨著閾值增大而增大；②螺旋槳負(fù)載力矩的擾動(dòng)對(duì)離合器輸入和輸出傳動(dòng)軸的加速度、沖擊度都產(chǎn)生較大影響，并增大離合器滑摩功；③柴油機(jī)輸出力矩?cái)_動(dòng)對(duì)離合器輸入傳動(dòng)軸的加速度、沖擊度影響較大，但是對(duì)離合器輸出軸幾乎沒有影響；④離合器力矩?cái)_動(dòng)對(duì)離合器輸入傳動(dòng)軸和輸出傳動(dòng)軸的加速度、沖擊度的影響較明顯，離合器滑摩功有所增大。

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TorqueCoordinationControlduringModeTransitionsforaHybridShip

ZHU Jianyun1,2CHEN Li1,2PENG Cheng1,2

1.State Key Laboratory of Ocean Engineering of Shanghai Jiao Tong University, Shanghai, 200240 2.Collaborative Innovation Center for Advanced Ship and Deep-Sea Exploration, Shanghai, 200240

During the mode transitions of the hybrid ships, unexpected torque fluctuations, intensive shaft jerk and clutch over wear tended to occur. A new torque coordination control method of MRC was proposed to address these problems. Dynamics models were built, followed by the reference model. The MRC algorithm was derived. The results show that compared with the conventional method, MRC may reduce power interruption and shafting dramatic impacts effectively. At the same time, the clutch friction loss is reduced evidently. Further, sensitivity analysis illustrates the effects of the external disturbances and the actuation noises on the transition performance.

hybrid ship；mode transition；overactuated system；model reference control(MRC)

U664.2

10.3969/j.issn.1004-132X.2017.23.013

2016-12-27

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51475284)

(編輯胡佳慧)

朱劍昀，男，1989年生。上海交通大學(xué)船舶海洋與建筑工程學(xué)院博士研究生。主要研究方向?yàn)榇盎旌蟿?dòng)力推進(jìn)系統(tǒng)設(shè)計(jì)與控制。E-mail：JerryChu1989@sjtu.edu.cn。陳俐，女，1973年生。上海交通大學(xué)船舶海洋與建筑工程學(xué)院副教授。彭程,女，1993年生。上海交通大學(xué)船舶海洋與建筑工程學(xué)院碩士研究生。