基于AMESim的柱形殼體橫搖試驗系統建模與仿真研究

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(華中科技大學 機械科學與工程學院 FESTO氣動技術中心， 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動[1]，其中最大危害的就是橫搖。縱搖和橫搖運動之間會存在嚴重的耦合，會影響到搭載設備的正常工作，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，對船舶發生大角度橫搖時運動狀態的研究就顯得格外重要。

一般的橫搖試驗多在海洋條件下進行，受天氣等原因的影響，橫搖角度不可控，出海成本高，風險大。所以多探求在實驗室中搭建橫搖模擬臺架，如譚思超等[3]設計了一種通過曲柄搖桿機構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動，并利用該臺架進行了搖擺運動條件下的自然循環流動不穩定性實驗研究；曲家文，張志虎等[4]設計了一種船舶橫搖運動模擬臺架， 可以模擬船舶在規律波和不規律波作用下的橫搖運動。該方法容易實現，無需建造水池，可實現較大角度橫搖，但由于試驗條件的限制，無法準確的復現船舶在海浪中的運動。也有采用人工造波的方式，余滋紅，裘明揚等[5]采用沖箱式造波裝置和等比例縮小的船體模型，重點觀察了波長、舭龍骨等因素對發生參數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，無法實現船舶大角度橫搖。

針對殼體排水量大和體積大的特點，設計了一種強迫橫搖裝置和電液位置伺服系統，分析了系統工作原理，推導了傳遞函數，使用AMESim仿真軟件平臺對橫搖試驗臺架進行了動態仿真，分析了仿真結果，為船用搖擺系統的設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，通過液壓系統驅動絞車，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，需克服的回復力矩高達107數量級，此時系統總功率可達3000 kW，工程上難以實現。但若先將殼體橫搖至5°，此時所需克服的回復力矩僅為105數量級，所以提出一種逐步加載的驅動方式，如圖2所示，控制閥9開啟時，液壓馬達12工作，驅動殼體正向橫搖至較小角度，此時伺服閥8的閥芯處于中位關閉狀態，馬達安全閥11卸荷，馬達13左右兩腔壓力相等，處于浮動狀態；當殼體到達正向極限位置，陀螺儀檢測其角速度為0時，向控制系統反饋信號控制閥8開啟，同時控制閥9關閉，殼體在回復力矩和液壓馬達13的驅動下開始向反向橫搖，并且橫搖角度增大，如此往復，最終殼體達到既定的橫搖要求。

2 試驗臺架建模

2.1 試驗系統AMESim建模

在AMESim中， 提供了標準的液壓元件仿真模型庫，用以搭建自己所需的液壓系統模型[7]。利用軟件提供的機械庫、液壓庫和信號庫建立如圖3所示的系統模型。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，改變液壓馬達工作流量，進而控制液壓馬達轉速。

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

圖3 閥控液壓伺服系統仿真模型

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

式中：φc為殼體的橫搖角；Ix為殼體質量繞x軸的轉動慣量；ΔIx為殼體質量繞x軸的附加轉動慣量；Nu為橫搖運動的阻尼力矩系數；D為殼體的排水量；h為殼體的初穩性高。

表1 系統關鍵參數

2.2 控制策略

1) 目標角度設定

由于殼體排水量較大，系統安全極為重要，若直接設定目標值45°，系統啟動時沖擊較大，為了保證系統穩定運行，使用判斷累加的方式給定目標角度，目標角度的設定策略如圖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5°，指令角度不變；若到達5°，指令角度加5°。循環往復，使目標角度逐漸增大，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動類似于單擺，角速度在通過零點時最大，具有最大橫搖角時角速度為0。若只采用位置閉環的伺服控制，誤差信號由大逐漸減小，馬達轉速由高逐漸降低，會造成閥開啟時對系統造成較大的沖擊，且在航行器角速度到達一定值后，馬達轉速不夠。

圖4 目標角度設定原理圖

因此采用了位置和速度雙閉環控制策略，其中位置環為外環，根據比較當前值與給定值的差值，通過位移調節器給速度環提供給定速度；速度環為內環，通過PID控制器，輸出電流信號控制伺服閥開口，調整流量大小控制馬達轉速，最終實現系統的位置控制。雙閉環位置控制系統結構原理如圖5所示。

3 試驗系統仿真分析

設定仿真時間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45°的橫搖幅值。其中雙閉環控制策略在150 s左右到達最終角度；單閉環控制策略到達指定幅值的時間約為50 s。二者都能滿足系統設計要求。

圖7a為雙閉環控制策略產生的指令信號，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，此時系統壓力由120 bar逐漸升高至230 bar，馬達流量變化較為平穩，最高流量值為180 L/min。

圖5 雙閉環位置控制系統結構原理圖

圖6 殼體橫搖幅值曲線

圖7 兩種控制策略產生指令信號

圖8 系統壓力變化曲線

圖9 液壓馬達流量變化曲線

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

殼體與液壓馬達之間通過柔性鋼絲繩連接，鋼絲繩是否處于繃緊狀態，將會影響系統控制，因此對于系統運動過程中鋼絲繩的狀態分析，就顯得格外重要。在AMESim中鋼絲繩模型并不受重力影響，可根據馬達與殼體端線速度大小來判斷鋼絲繩是否張緊，殼體與液壓馬達線速度如圖10所示。可以看出殼體最大線速度125 m/s，約為0.336 rad/s，且馬達轉速始終大于殼體轉速，鋼絲繩時刻處于張緊狀態。

圖10 馬達與殼體線速度曲線

在馬達主動加載施加轉矩時，壓力腔壓力220 bar，回流腔壓力40 bar，馬達在兩腔壓力作用下開始輸出轉矩，如圖11所示；當殼體達到最大角度，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，受回復力矩作用馬達處于泵工況，會產生較小壓差，驗證了液壓系統動作正確性。

圖11 馬達兩腔壓力曲線

4 結論

本研究為殼體大角度橫搖試驗臺架設計了橫搖及液壓系統，利用液壓馬達拉動鋼絲繩來驅動殼體橫搖，提出了循環加載的驅動方式和雙閉環控制策略，得到了合理的仿真結果。結合殼體受外力作用時的運動方程及流量方程，推導了系統傳遞函數；通過對殼體橫搖液壓系統的AMESim建模仿真，驗證了該系統的可行性和正確性及系統的動態特性，為試驗臺的搭建提供了有效的參考依據。對位置單閉環和位置速度雙閉環控制策略進行了對比分析， 仿真結果顯示雙閉環控制

策略能夠有效的減緩系統沖擊，正確的實現系統動作。由于鋼絲繩為力傳導介質，其動態特性直接關系到系統安全與運行，有必要對鋼絲繩在ADAMS中建模分析，為今后系統優化設計提供依據。

參考文獻：

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

[2] 金鴻章，潘立鑫，王琳琳.水下機器人近水面橫搖運動的解耦控制[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復合控制[J].液壓與氣動,2013,(11):44-47.

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

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

[6] 盛振邦，劉應中.船舶原理[M].上海：上海交通大學出版社，2003.

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