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(武漢船用機械有限責任公司，武漢 430084)

某油缸式主動波浪補償系統(tǒng)的動態(tài)特性分析

劉俊，覃剛，肖開明，任建輝

(武漢船用機械有限責任公司，武漢 430084)

基于AMSim仿真平臺建立包括液壓元器件、氣動部件、機械傳動部件，以及控制算法在內(nèi)的油缸式主動波浪補償系統(tǒng)的機液耦合仿真模型，分析被吊貨物質(zhì)量、吊重鋼絲繩長度、主動波浪補償模式開啟時刻，MRU傳感器誤差等因素對主動波浪補償?shù)鯔C補償系統(tǒng)動態(tài)特性的影響，結(jié)果表明，在控制方式和外界條件相同的條件下，而貨物質(zhì)量不同時，補償響應速度和精度的差別很??；鋼絲繩長度對補償精度的影響可以忽略；從非波浪補償模式切換至波浪補償模式時，在升沉運動的零位置切換至主動波浪補償模式切換更平穩(wěn)快速；提高MRU傳感器和氣瓶壓力傳感器精度對補償精度有利。

油缸；主動波浪補償；動態(tài)特性；系統(tǒng)仿真

由于風浪流的作用，在深海安裝作業(yè)的母船會產(chǎn)生升沉及橫向和縱向的運動。為保證深海吊裝的安全作業(yè)，需要采用主動波浪補償技術(shù)來補償由母船升沉、縱搖和橫搖的合成運動而產(chǎn)生的母船定點吊載物件的升沉運動[1]。應用于深海起重機的主動升沉補償系統(tǒng)一般分為油缸式補償和絞車式補償2種[2]。主動波浪補償系統(tǒng)的補償精度對于起重機吊裝作業(yè)至關(guān)重要?？紤]對應用于起重機上的油缸式主動補償系統(tǒng)的動態(tài)特性影響因素進行分析。

1 工作原理

圖1 油缸式主動升沉補償原理

某起重機所采用的油缸式主動波浪系統(tǒng)原理見圖1。本系統(tǒng)中恒壓變量泵作為流量源，采用電比例伺服閥來實現(xiàn)油缸的位移控制。在泵出口設(shè)有低壓蓄能器，氣液缸的氣體端設(shè)有高壓氮氣瓶。鋼絲繩纏繞在絞車上，一端繞過油缸上的動滑輪以及導向滑輪與貨物相連，同時在油缸上裝有位置傳感器。在常規(guī)模式(非波浪補償模式)下，貨物的起升和下放由絞車的收放來完成。在實際海況波浪流的作用下，母船帶動起重機以及貨物作升沉運動，在開啟主動波浪模式時，絞車端固定，通過控制油缸活塞的位移來收放鋼絲繩從而達到波浪補償?shù)男Ч沟秘浳锵鄬τ诤５孜灰票M可能小或者使得貨物相對于海底勻速下放，進而實現(xiàn)貨物的精確定位[3]。

2 影響因素分析

采用仿真分析的方法對影響油缸式主動補償系統(tǒng)的動態(tài)特性的因素，建立油缸式主動波浪補償系統(tǒng)的機電液耦合模型，模型包括液壓元器件、氣動模型、鋼絲繩滑輪組件，貨物及負載組件[4]。仿真模型見圖2。模擬母船帶動滑輪鋼絲繩貨物組件升沉運動，由于采用速度閉環(huán)控制油缸的位置容易產(chǎn)生誤差累積，因此本方案采用油缸的位移反饋閉環(huán)控制控制，算法采用PID控制算法[5]。在AMSim中采用HCD庫建立氣液缸的模型[6]，氣瓶中的介質(zhì)為氮氣。主要仿真參數(shù)見表1。

圖2 油缸式主動補償系統(tǒng)仿真模型

恒壓變量泵流量:2250L/min,恒壓點:28.5MPa油缸缸徑:250mm;氣液缸缸徑:480mm低壓氣瓶初始壓力:23000kPa,容積:600L氮氣瓶初始壓力:19000kPa,容積:5500L鋼絲繩剛度:6.079×108N/m

2.1 貨物質(zhì)量

對于深海作業(yè)時被吊貨物質(zhì)量不同，即整個系統(tǒng)的慣性不同，不失一般性的是系統(tǒng)慣性越大，系統(tǒng)的滯后就越大[7]。假定在實際海況下，吊機頭部的升沉運動狀態(tài)是幅值為3 m周期為9 s的正弦波，對貨物質(zhì)量分別在50、100、150、200 t時的主動波浪補償?shù)奶匦赃M行了分析研究。采用上文中圖1所示的的控制策略。調(diào)整PID參數(shù)，得到貨物的位移(相對于海底)曲線，見圖3。

圖3 貨物質(zhì)量不同時的貨物位移曲線

由圖3可見，當貨物質(zhì)量不同時，主動補償程序采用相同的PID控制參數(shù)時，貨物質(zhì)量50 t和200 t時的補償精度分別為96.1%和94.7%。說明貨物質(zhì)量對補償精度的影響較小，不同貨物質(zhì)量，補償控制算法中的PID控制參數(shù)可以相同。

2.2 鋼絲繩長度

對于起重機上應用的油缸式波浪補償系統(tǒng)的補償性能，鋼絲繩的特性是不可忽視的因素。本系統(tǒng)所采用鋼絲繩單位長度的剛度為6.079×108N/m。在貨物進入水下(鋼絲繩的長度)分別為10、500、1 000、2 000、3 000 m時，所得到的貨物的位移曲線見圖4。

圖4 鋼絲繩長度不同時貨物位移的變化

由圖4可見，隨著鋼絲繩長度的增加，貨物的位移穩(wěn)態(tài)值基本無變化。鋼絲繩長度對補償精度的影響可以忽略。

3 實時波浪驗證

3.1 不同幅度的波浪

實際海況會遇到不同幅度與頻率的海浪，升沉運動的幅度周期可能是不規(guī)則的波動。已知升沉運動a是幅值為3 m周期為9 s的實際波浪運動；升沉運動b是幅值為2.5 m周期為9 s的實際波浪運動；升沉運動c是幅值為1.5 m周期為9 s的實際波浪運動。3種升沉運動的曲線見圖5。在這3種升沉運動下，開啟主動波浪補償模式[8]，得到貨物的位移曲線見圖6。

圖5 不同的升沉運動曲線

圖6 不同升沉運動時的貨物位移曲線

從位移曲線可以看出，對于不同幅度的升沉運動，油缸補償系統(tǒng)都能很好地實現(xiàn)主動波浪補償，補償精度均在96%以上。同時與實際相符的是升沉運動幅度越小，補償精度越高，開啟瞬間的超調(diào)也越小，從而更快地趨于穩(wěn)定。

3.2 不同的開啟時刻

主動波浪補償系統(tǒng)在實際海上工作時，升沉運動是不規(guī)則的波浪，存在波峰、波谷和零位置。從非波浪補償模式切換至波浪補償模式是在波峰、波谷還是零位置切換更有利于被補償對象貨物位移的穩(wěn)定，是一個值得研究的問題。不同時刻進行切換的貨物位移變化見圖7。

圖7 不同開啟時刻貨物位移的變化

其中貨物位移a為在升沉運動的波峰開啟主動波浪補償，貨物位移b為波谷開啟，貨物位移c為零位置開啟?？梢娫诓煌瑫r刻開啟主動波浪補償，不影響最終補償狀態(tài)，但是會影響響應時間，即從開啟到最終達到穩(wěn)定補償?shù)臅r間。在波谷和波峰開啟，響應時間約11 s；在零位置開啟，響應時間約4 s。在海況相對惡劣的情況下，從非波浪補償模式切換至波浪補償模式時，建議在升沉運動的零位置切換至主動波浪補償模式，這樣切換更平穩(wěn)快速。

4 補償精度分析

4.1 MRU傳感器的誤差

實際工作過程中，由MRU的檢測型號換算成起重機吊點的生成運動[9-10]。由于現(xiàn)有的MRU存在5%的誤差，也就是說檢測到的升沉運動與實際的升沉運動之間有一定的誤差。這種誤差，在油缸式主動波浪補償系統(tǒng)中不能忽略。MRU的誤差分別為0%和5%時貨物的位移變化見圖8。

圖8 不同的MRU誤差下的貨物位移變化

從圖8可見，由于MRU傳感器的5%的誤差，導致補償精度從零誤差時的95.2%下降為92.6%?？梢奙RU傳感器的選擇至關(guān)重要，應盡可能選擇誤差較小的傳感器，以提高補償精度。

4.2 氣瓶壓力控制誤差

該油缸式主動波浪補償系統(tǒng)，高壓蓄能器的壓力的設(shè)定方法為：根據(jù)離貨物最近的張力傳感器測起吊貨物(含吊具)的重量，根據(jù)測量的重量設(shè)置氣瓶壓力。由于張力傳感器的測量值與實際值之間的誤差，估計值±2%，最終設(shè)定氣瓶壓力值與實際壓力值之間的誤差，估計值±1 500 kPa。下面研究吊重200 t時氣瓶壓力的誤差對補償精度的影響。氣瓶壓力c為為額定壓力，壓力a比壓力c低2%，壓力b比壓力c低4%，得到的貨物位移曲線見圖9。

圖9 不同氣瓶壓力時貨物位移曲線

由于氣瓶壓力傳感器誤差，導致氣瓶壓力低于目標設(shè)定壓力時，貨物的穩(wěn)態(tài)位移降低，即補償精度降低。實時設(shè)定氣瓶壓力時，可略微大于理論值，對補償精度是有利的。

5 結(jié)論

在對油缸式主動波浪補償系統(tǒng)控制性能的影響因素方面，在控制方式和外界條件相同的條件下，貨物質(zhì)量不同，補償響應速度和精度的差別很小。不同質(zhì)量的貨物，可以采用相同的PID控制參數(shù)來實現(xiàn)主動控制。隨著鋼絲繩長度的增加，貨物的位移穩(wěn)態(tài)值基本無變化，鋼絲繩長度對補償精度的影響可以忽略。在強度滿足要求的條件下，應該盡可能選擇剛度較高的鋼絲繩。

實際海浪條件下，母船做不規(guī)則升沉運動時，升沉運動幅度越小，補償精度越高。在海況相對惡劣的情況下，從非波浪補償模式切換至波浪補償模式時，建議在升沉運動的零位置切換至主動波浪補償模式，這樣切換更平穩(wěn)快速。

對于油缸式主動補償系統(tǒng)，MRU傳感器的選擇至關(guān)重要，應盡可能選擇誤差較小的傳感器來提高補償精度。由于氣瓶壓力傳感器誤差，導致氣瓶壓力低于目標設(shè)定壓力時，貨物的穩(wěn)態(tài)位移降低，即補償精度降低。實時設(shè)定氣瓶壓力時，可略微大于理論值，以利于提高補償精度。

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Study on Dynamic Characteristic of the Hydraulic Cylinder Type of Active Heave Compensation System

LIUJun,QINGang,XIAOKai-ming,RENJian-hui

(Wuhan Marine Machinery Plant Co. Ltd., Wuhan 430084, China)

The mechanical, electric and hydraulic coupling simulation model of hydraulic cylinder active heave compensation system was set up, including hydraulic components, pneumatic components, mechanical transmission components and control arithmetic. Based on this simulation model, the influence factors were studied including the load mass and rope length. The compensation characteristic of hydraulic cylinder active heave compensation system was studied in the real wave condition, and the principle of the time to switch to active heave compensation model was found. The influences of the error of MRU sense and the error of nitrogen pressure control to compensation precision were studied. This item can help to improve the control characteristic of hydraulic cylinder active heave compensation System.

hydraulic cylinder; active heave compensation; dynamic characteristic; system simulation

U664.4

A

1671-7953(2017)06-0155-04

10.3963/j.issn.1671-7953.2017.06.035

2017-01-09

2017-02-14

工業(yè)和信息化部項目(工信部聯(lián)裝[2012]533號)

劉俊(1987—)，男，碩士，工程師

研究方向：CEA仿真