何放平

(廣東交通職業(yè)技術(shù)學(xué)院 海事學(xué)院，廣東 廣州 510800)

0 引 言

無(wú)人船被廣泛應(yīng)用在水面和水下環(huán)境監(jiān)測(cè)、海上作戰(zhàn)、對(duì)敵偵察等領(lǐng)域，隨著無(wú)人船技術(shù)的發(fā)展，對(duì)無(wú)人船的航行穩(wěn)定性、降噪性以及續(xù)航能力等都提出了更高的要求[1]。發(fā)動(dòng)機(jī)是無(wú)人船的核心部件，無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)可能會(huì)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出失穩(wěn)，導(dǎo)致無(wú)人船的航行穩(wěn)定性和續(xù)航能力降低，需要構(gòu)建優(yōu)化的無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)性能分析模型，結(jié)合對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析和振動(dòng)信號(hào)分析方法，提高振動(dòng)監(jiān)測(cè)能力，從而提高無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出穩(wěn)定性[2]。

對(duì)無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)性能分析建立在對(duì)振動(dòng)信號(hào)特征分析基礎(chǔ)上，結(jié)合對(duì)振動(dòng)負(fù)荷加載特征分析，實(shí)現(xiàn)對(duì)無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)態(tài)特征參數(shù)分析，提高輸出穩(wěn)定性。當(dāng)前對(duì)力學(xué)性能和結(jié)構(gòu)性能參數(shù)分析是通過(guò)結(jié)構(gòu)部件特征分析以及振動(dòng)強(qiáng)度和剛度分析，實(shí)現(xiàn)對(duì)無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向減振控制，但傳統(tǒng)方法在進(jìn)行無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)振動(dòng)特征性分析的剛度解耦和阻尼振蕩抑制能力不好。

針對(duì)上述問題，本文提出基于動(dòng)力學(xué)和結(jié)構(gòu)可靠性分析的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)分析模型，并分析其性能。

1 信號(hào)模型和特征分析

1.1 前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)信號(hào)模型

為了實(shí)現(xiàn)無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)性能動(dòng)態(tài)監(jiān)測(cè)分析，結(jié)合振動(dòng)信號(hào)特征分析方法，通過(guò)分析橫向振動(dòng)和縱向振動(dòng)的動(dòng)態(tài)特性，提出基于多策略動(dòng)態(tài)計(jì)算和自適應(yīng)滑?？刂频姆椒╗3]。建立無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)控制的滑模減振模型，實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)橫向振動(dòng)控制模型設(shè)計(jì)。結(jié)合模型參數(shù)和運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)分析，采用特征量提取傳感信息融合的方法，建立無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向動(dòng)力學(xué)參數(shù)分析模型。通過(guò)重力勢(shì)能和錨線系統(tǒng)的機(jī)構(gòu)模型分析，進(jìn)行振動(dòng)信號(hào)檢測(cè)，得到無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)性能分析的總體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向動(dòng)力學(xué)參數(shù)分析模總體結(jié)構(gòu)Fig.1 Overall structure of the lateral dynamics parameter analysis model for the front end attachment drive system of an unmanned ship engine

根據(jù)圖1的總體結(jié)構(gòu)模型，在機(jī)艙中安裝主動(dòng)作動(dòng)器，采用動(dòng)態(tài)振動(dòng)特征分析方法，實(shí)現(xiàn)對(duì)無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)空間進(jìn)行聯(lián)合規(guī)劃識(shí)別[4]，構(gòu)建無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)的空間坐標(biāo)系為Ox3y3z3、傳動(dòng)裝置坐標(biāo)系Ox1y1z1、彈性驅(qū)動(dòng)坐標(biāo)系Ox2y2z2和地面坐標(biāo)系A(chǔ)xyz。在各級(jí)坐標(biāo)系中，通過(guò)氣動(dòng)-水動(dòng)-結(jié)構(gòu)-TMD-HMD 耦合控制方法，得到混聯(lián)機(jī)構(gòu)FAST 和耦合模型。采用高頻振動(dòng)峰值調(diào)節(jié)，得到振動(dòng)信號(hào)采集模型如圖2所示。

圖2 振動(dòng)信號(hào)采集模型Fig.2 Vibration signal acquisition model

1.2 振動(dòng)信號(hào)特征分析

無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)的雙輪質(zhì)心為坐標(biāo)系原點(diǎn)O，速度坐標(biāo)系Ox3y3z3該坐標(biāo)系原點(diǎn)O取在無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)的質(zhì)心上，用載荷引起的應(yīng)變信號(hào)特征分析方法，提取前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)信號(hào)模型。設(shè)置世界坐標(biāo)系原點(diǎn)O在W 的X軸，體坐標(biāo)系Ox1y1z1與無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)耦合，載荷時(shí)域特性分布特征點(diǎn)分布在原點(diǎn)O的質(zhì)心上，θ1和θ2分別為二系垂向減振器在L1，L2和L3上的動(dòng)力矩，垂向減振器對(duì)應(yīng)的載分量滿足T1=A1，T2=A1A2，由此構(gòu)建前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)的動(dòng)力學(xué)的數(shù)學(xué)模型：

式中：Js為偏移大小與曲線半徑的相關(guān)性分布旋轉(zhuǎn)力矩，Ts為軸箱減振器的嚙合剛度，F(xiàn)Eyn為對(duì)抗蛇行減振器的嚙合阻尼，rs為 最大載荷位置對(duì)應(yīng)的剛度，Jr為載荷幅值的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩，Jc為減振器載荷的變動(dòng)幅值傳動(dòng)力矩，Jpn為垂向減振器載荷的中心線和驅(qū)動(dòng)中心動(dòng)力矩，Tc為傳動(dòng)系統(tǒng)減振力矩，F(xiàn)lyn為垂向減振器的振動(dòng)衰減，F(xiàn)Eyn為垂向減振器的無(wú)功衰減，kθr為變動(dòng)幅值的傳動(dòng)慣量，mp為減振器載荷的有效頻率衰減，N為減振器載荷的幅值譜分布特征量，θr和θc均為各階固有頻率。

由此建立無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)參數(shù)傳感特征分析模型， 采用頻帶的敏感特性特征分析，進(jìn)行軸箱垂向減振控制和振動(dòng)特性監(jiān)測(cè)。

2 振動(dòng)性能動(dòng)態(tài)監(jiān)測(cè)

2.1 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)信號(hào)幅頻特征分析

對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前段的軸箱垂向減振器、二系垂向減振器進(jìn)行聯(lián)合特征分析，對(duì)減振器的速度和加速度進(jìn)行慣性特征分析和信號(hào)幅頻特征檢測(cè)[5]，得到幅頻檢測(cè)方程為：

式中：x1和x2為減振器載荷和載荷-速度融合參數(shù)，N1和N2為蛇行減振器載下的振動(dòng)模態(tài)數(shù)，σ1和σ2為載荷循環(huán)和載荷幅值構(gòu)成的載倍頻參數(shù)，r1和r2為減振器載荷的最大驅(qū)動(dòng)參數(shù)，fx1和fx2為減振器腔室阻尼力參數(shù)，gx1和gx2為高通功率譜密度。

假設(shè)振動(dòng)系統(tǒng)狀態(tài)q完全可測(cè)，得到最大的頻率范圍內(nèi)的特征量m(A)滿足：

式中：K為耦合模型的相關(guān)輸出，Ai為最優(yōu)機(jī)艙TMD減振的子頻帶，m′為高頻振動(dòng)峰值的減振慣性參數(shù)。令A(yù)∈Cn×n(n×n維復(fù)數(shù)空間)表示顫振弱敏感性頻帶，通過(guò)對(duì)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)信號(hào)幅頻特征分析，實(shí)現(xiàn)對(duì)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的橫向振動(dòng)控制和抑制。

2.2 橫向振動(dòng)反饋控制和優(yōu)化調(diào)節(jié)

為了提高對(duì)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)高頻振動(dòng)抑制能力，通過(guò)求解無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)規(guī)劃模型，采用高頻振動(dòng)峰值減振率誤差補(bǔ)償?shù)姆椒?，得到擾動(dòng)抑制的反饋控制函數(shù)為[6]：

式中：Hac為第i個(gè)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)慣性特征量在X方向的子帶信號(hào)，k為低頻振動(dòng)峰值的減振慣性參數(shù)，l為第i個(gè)頻帶能量。

構(gòu)建耦合動(dòng)力學(xué)模型，得到驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)的附加應(yīng)變能和離心剛度為：

式中：hij代表各個(gè)截面的位置伺服運(yùn)動(dòng)系數(shù)，sj(n)為頻帶重構(gòu)相干振動(dòng)動(dòng)態(tài)參數(shù)，vi(n)為無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)繞x軸、y軸、z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)的自由度，xi(n)為運(yùn)動(dòng)副位置的限制特征量，fij為施加主動(dòng)控制約束的旋轉(zhuǎn)慣性參數(shù)，表示無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)的敏感性特征量，fij(n)為支鏈中運(yùn)動(dòng)副的對(duì)應(yīng)關(guān)聯(lián)特征量，P為漂浮式風(fēng)力機(jī)沿X軸的擺振角度數(shù)。

根據(jù)信號(hào)幅頻特征提取結(jié)果以及振動(dòng)慣性參數(shù)檢測(cè)結(jié)果，實(shí)現(xiàn)對(duì)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)性能動(dòng)態(tài)分析，如圖3所示。

圖3 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)性能分析實(shí)現(xiàn)流程Fig.3 Implementation process for lateral vibration performance analysis of the drive system

3 仿真測(cè)試

通過(guò)仿真測(cè)試驗(yàn)證本文方法在實(shí)現(xiàn)無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)狀態(tài)監(jiān)測(cè)的應(yīng)用性能，設(shè)定振動(dòng)信號(hào)采樣長(zhǎng)度為2 400，頻率為12 kHz，變?cè)鲆鏍顟B(tài)反饋系數(shù)為0.34，發(fā)動(dòng)機(jī)輪轂平均風(fēng)速為4.5 rad/s，自由衰減狀態(tài)參數(shù)為0.13 dB，驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)構(gòu)件幾何參數(shù)如表1所示。

表1 構(gòu)件幾何參數(shù)Tab.1 Geometric parameters of components

根據(jù)上述參數(shù)設(shè)定，進(jìn)行無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)特性分析。使用L3G4002D二自由度陀螺儀實(shí)現(xiàn)對(duì)無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)信號(hào)檢測(cè)，得到原始信號(hào)如圖4所示。

圖4 無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)部件振動(dòng)信號(hào)Fig.4 Vibration signals of the front end accessory drive components of the unmanned ship engine

以圖4 振動(dòng)信號(hào)為測(cè)試對(duì)象，采用本文方法進(jìn)行振動(dòng)特征提取，得到幅頻特征檢測(cè)結(jié)果如圖5所示。分析可知，本文方法對(duì)無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)的幅頻檢測(cè)性能較好，對(duì)振動(dòng)控制的收斂性較好。

圖5 無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)幅頻特征檢測(cè)Fig.5 Detection of vibration amplitude frequency characteristics of the front end accessory drive system of unmanned ship engines

測(cè)試不同方法進(jìn)行無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)抑制的誤差，得到對(duì)比結(jié)果如表2所示。分析可知，本文方法進(jìn)行無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)抑制的誤差較小。

表2 振動(dòng)特性控制的誤差對(duì)比Tab.2 Error comparison of vibration characteristic control

4 結(jié) 語(yǔ)

構(gòu)建優(yōu)化的無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)性能分析模型，結(jié)合對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析和振動(dòng)信號(hào)分析方法，提高振動(dòng)監(jiān)測(cè)能力。本文提出基于動(dòng)力學(xué)和結(jié)構(gòu)可靠性分析的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)分析模型，建立無(wú)人船發(fā)動(dòng)機(jī)前端附件驅(qū)動(dòng)控制的滑模減振模型，通過(guò)對(duì)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)橫向振動(dòng)信號(hào)幅頻特征分析，實(shí)現(xiàn)對(duì)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的橫向振動(dòng)控制和抑制。分析可知，本文方法能有效實(shí)現(xiàn)對(duì)振動(dòng)的幅頻特征檢測(cè)，提高振動(dòng)抑制能力。