船用主推调距桨装置液压系统仿真研究

船用主推调距桨装置液压系统仿真研究　陈燕平，　汪　华，　李　杨　（中国船舶重工集团公司第７０４研究所，上海２０００３１）　摘要：针对某船用主推进调距桨装置液压系统，建立了系统非线性数学模型，并在ＡＭＥＳ—　ｉｍ液压系统专用仿真软件平台上进行了仿真分析与优化研究．即在液压系统设计过程中通过选　用不同额定流量的电液比例换向阀，仿真分析系统的动态响应特性，以实现与螺旋桨调距液压　油缸的最优匹配，并通过对螺旋桨负荷工况下的螺距比采用ＰＩＤ控制，实现桨叶螺距的精确　控制．　关键词：调距桨；液压系统；动态响应；系统仿真　中图分类号：Ｕ６６１．３３６　文献标识码：Ａ　文章编号：１００５－８３５４（２０１０）０４－００３２－０４　Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ　Ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｏｎ　Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ　Ｓｙｓｔｅｍ　ｏｆ　Ｍａｒｉｎｅ　Ｍａｉｎ　Ｐｒｏｐｕｌｓｉｏｎ　Ｃｏｎｔｒｏｌｌａｂｌｅ　Ｐｉｔｃｈ　Ｐｒｏｐｅｌｌｅｒ　ＣＨＥＮ　Ｙａｎ—ｐｉｎｇ．ＷＡＮＧ　Ｈｕａｎｇ．Ｌｌ　Ｙａｎｇ　（Ｎｏ．７０４　Ｒｅｓｅａｒｃｈ　Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ，ＣＳＩＣ，Ｓｈａｎｇｈａｉ　２０００３　１，Ｃｈｉｎａ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅ　ｎｏｎｌｉｎｅａｒ　ｍｏｄｅｌ　ｏｆ　ｍａｒｉｎｅ　ｍａｉｎ　ｐｒｏｐｕｌｓｉｏｎ　ｈｙｄｒａｕｌｉｃ　ｓｙｓｔｅｍ　ｆ　ｏｃｏｎｔｒｏｌｌａｂｌｅ　ｐｉｔｃｈ　ｐｒｏｐｅｌｌｅｒ　ｉｓ　ｓｅｔ　ｉｎ　ｔｈｉｓ　ｐａｐｅｒ　ａｎｄ　ｔｈｅ　ｈｙｄｒａｕｌｉｃ　ｓｙｓｔｅｍ　ｉｓ　ｓｉｍｕｌａｔｅｄ　ａｎｄ　ｒｅｖｉｓｅｄ　ｕｎｄｅｒ　ＡＭＥＳｉｍ　ｓｏｆｔｗａｒｅ．Ｔｈａｔ　ｉｓ　ｔｏ　ｓａｙ　ｔｈｅ　ｈｙｄｒａｕｌｉｃ　ｓｙｓｔｅｍ　ｉｓ　ｓｔｕｄｉｅｄ　ａｎｄ　ｄｅｓｉｇｎｅｄ　ｂｙ　ｍａｔｉｎｇ　ｗｉｔｈ　ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ　ｐｒｏｐｏｒｔｉｏｎａｌ　ｖａｌｖｅ　ｃｏｍｐｏｎｅｎｔｓ，　ＳＯ　ａｓ　ｔｏ　ｔｈｅ　ｓｖｓ￡ｅｍ　ｉ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｒｅｓｐｏｎｓｉｂｉｌｉｔｙ　ａｎｄ　ｓｔａｂｉｌｉｔｙ　ｃａｎ　ｂｅ　ｇｅｔ　ｂｙ　ｓｙｓｔｅｍ　ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ　ａｎｄ　ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ．ｍａｋ—　ｉｎｇ　ｓｙｓｔｅｍ　ｄｅｓｉｇｎ　ｍｏｒｅ　ｅｆｆｅｃｔｉｖｅ．Ｓｏ　ｔｈｅ　ｐｒｏｐｅｌｌｅｒ　ｐｉｔｃｈ　ｃａｎ　ｂｅ　ｃｏｎｔｒｏｌｌｅｄ　ｅｘａｃｔｌｙ　ｂｙ　ｕｓｉｎｇ　ＰＩＤ　ｃｏｎｔｒｏｌ　ｗｉｔｈ　ｌｏａｄ—　ｉｎｇ　ｃａｓｅ．　Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：ｃｏｎｔｒｏｌｌａｂｌｅ　ｐｉｔｃｈ　ｐｒｏｐｅｌｌｅｒ；ｈｙｄｒａｕｌｉｃ　ｓｙｘｔｅｍ；ｄｙｎａｍｉｃ　ｒｅｓｐｏｎｓｅｓ；ｓｙｓｔｅｍ　ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ　Ｏ　引言　目前世界上应用调距桨作为船舶动力系统主推　进形式的船舶，基本上都通过液压系统驱动调距油缸　（桨毂油缸），进而通过设置在桨毂中的操纵机构推　调距桨装置主要由液压系统、电控系统、配油器、　轴内油管及桨毂等套件组成，电控系统控制液压系统　中的比例阀动作，从而使高压液压油通过配油器及轴　内油管引入到桨毂油缸的正车（倒车）腔，倒车（正　车）腔的低压液压油通过轴内油管、配油器及比例阀　动螺旋桨桨叶绕其各自的轴线转动实现调距功能．采　用液压调距的调距桨装置较之定距桨而言具有改善　等回到油箱，实现正车（倒车）调距功能．由此可见液’　压系统的动态特性、系统稳定性等对螺旋桨螺距的控　制具有至关重要的影响，其性能优劣不仅影响螺旋桨　船舶的操纵性能、提高船舶的机动性、提高船舶运营　的经济性、提高主机及轴系的使用寿命等不可忽视的　优越性，使采用调距桨作为船舶主推进系统的技术得　到迅猛发展，目前已比较完善　．　１　船用调距桨液压系统的作用简介　收稿日期：２０１０－０６－０１　运转的稳定性，还影响主机的最佳动力性能．因此对　液压系统进行仿真分析与优化设计具有十分重要的　意义，用ＡＭＥＳｉｍ软件搭建的调距桨液压系统及其控　制原理简图如图１所示．　作者简介：陈燕平（１９８３一），硕＝￡：，研究方向为液压设计和调试　３２第四期２０１０年技术篇　量等技术参数　Ｊ．其工作信号应根据实际工作状态制　定，其流量率的数学模型为：　／９　Ｑ＝Ｃ　ｄ’Ａ　式中，Ｑ为控制油液的流量率，为压力微分量，ｐ　为控制油液密度，　为阀孔的通流面积，ｃ　为控制油　液最大流量系数．　１．油箱；２．液压泵；３．滤器；４．溢流阀；５．比例阀；６．　ＰＩＤ控制器；７．指令信号；８．伺服油缸；９．驱动质量块；　１０．位置传感器；１１．外界负载　图１　调距桨主推系统的液压系统及其控制原理简图　２液压系统数学模型的建立　２．１驱动油缸数学模型　驱动油缸（桨毂油缸）模型的输入量为驱动螺距　比所需的动力液压油流量、负载的瞬时速度及位移，　输出量为有、无杆腔油液压力及油缸推力．由此而推　导出其非线性数学模型：　ｑｆ：（Ｐｌ—Ｐ２）・Ｚ　＾，ｐ、　Ｑ。：ｑｌ—ｑ—ｏ．Ｏ６ｖ・Ａ１　ｐ　ｕ，　＾，Ｄ、　Ｑ２　一。　０６・Ａ２　式中，ｑ　为油缸内部泄露量，Ｐ　为无杆腔压力，　Ｐ：为有杆腔压力，Ｚ为泄露系数，Ｑ　为无杆腔实际流　量，Ｑ　为有杆腔实际流量，Ａ，为无杆腔有效作用面　积，Ａ，为有杆腔有效作用面积，　为活塞杆移动速度，　ｐ（Ｐ　）为液压介质在Ｐ　压力下的密度，ｐ（Ｐ　）为液压　介质在Ｐ，压力下的密度，ｐ（ｏ）为液压介质在标准大　气压下的密度等．设定油缸活塞直径、活塞杆径及油　缸最大行程等参数，根据以往船型的运转数据，设置　了负载的质量、阻尼比、静摩擦力及最大负荷等参数．　２．２电液比例换向阀模型　三位四通的电液比例换向阀的输入量为阀口开　度，输出量为在相应阀口开度下的流量．除此还必须　提供电磁阀的频率、阻尼率以及电磁阀的最大开度流　在这个数学模型中，如　为一个恒量，那么卸　在原点的斜率将达到无限大，这种情况并不与实际相　符．为了解决这个问题，将Ｃ　设为变量，设Ａ表示当　，）厂　一　前流量，则Ａ＝　ｒ／　／三卸，Ｐ　其中Ｄ　为控制油液流体直　径，卵为运动学粘度　．在选用某船液压系统电液比　例换向阀时，针对同一压降下，不同额定流量的电液　比例换向阀分别进行系统仿真．　２．３输入信号模型　该液压系统的工作装置主要由活塞杆的连动装　置驱动，活塞杆与活塞杆上的位移传感器刚性相连，　位移传感器动态反馈驱动油缸活塞的瞬时位移．当需　要调节螺距比至某位置时，电控系统发出电流指令，　通过控制器给比例阀比例放大板输入电压信号，经过　比例放大后，转换成电流信号直接驱动比例电磁铁，　从而改变比例阀阀芯的动作，位移传感器将反馈的电　流值传递给控制器，通过在各种参数状态下采用ＰＩＤ　控制器进行精确控制．电液比例换向阀的工作电信号　可以根据不同工作情况选用适当的输入信号．在　ＡＭＥＳｉｍ软件平台中提供了大量的信号源可供选择，　本文通过采用的信号输入模型是由电流指令信号和　电流反馈信号直接传递给ＰＩＤ控制器　，控制器输出　信号转换为（４～２０）ｍＡ电流信号，进而驱动比例电　磁铁，实船安装存在距离及电磁等因素干扰，因此应　考虑增加电流－电压、电压一电流转换环节的必要性．　３仿真结果分析　在设置实际工作参数的基础上仿真，得出指令与　反馈结果分别是图３中线１、２，同时也反映了进入驱　动油缸液压油的流量特性．图４中的线１为整个仿真　过程中系统压力变化波形，可看出系统存在较大的压　力波动，且Ｂ腔压力相对较高．针对该仿真结果，在泵　出口增设一节流阀．如图２中的１２所示．　优化后的系统仿真结果如图３中线３所示，在不　改变调节螺距比速度的情况下，不仅压力波动有很明　显的减弱，且系统的冲击压力有很大减小，如图５所　技术篇２０１０年第四期　３３　图２优化后的电液原理系统简图　Ｘ：Ｔｉｍｅ［Ｓ］　图３　驱动油缸行程指令与行程反馈　８０　２０　Ｏ　ｌＯ　２Ｏ　３Ｏ　４０　５Ｏ　Ｘ：Ｔｉｍｅ［Ｓ】　图４系统泵出口油路压力　３４第四期２０１０年技术篇　示．优化后对提高系统的自身的稳定性、降低系统发　热量都有很大的改善．　１——ｐｒｅｓｓｕｒｅ　ａｔ　ｐｏｒｔ　Ｐ［ｂａｒ］　ｘ：Ｔｉｍｅ［Ｓｓ】　图５　系统泵出口油路压力放大图　将原来电液比例换向阀ｌＯｂａｒ压降下额定流量　为５０Ｌ／ｒａｉｎ更换为ｌ００Ｌ／ｒａｉｎ进行仿真，结果如图６　所示，不难看出，在该系统流量下，５０Ｌ／ｍｉｎ额定流量　的电液比例换向阀已满足使用要求，更换后的系统动　态响应有所提高．图７显示了在同样负载下，系统的　工作压力有较大的降低，但系统冲击并没有减小．　Ｘ：Ｔｉｍｅ［ＳＪ　图６　驱动油缸行程指令与行程反馈　提高阀的通流能力，能加快系统的响应速度，降　低整个系统的功率损耗，但响应速度过快，也容易产　生振荡等现象，因此在选用该阀件时，不仅要考虑到　动态响应特性，也要考虑整个系统的阻尼特性等因　素，如在安装比例放大板时，还应考虑是否焊接带斜　坡信号发生器的连接点，从而调节压力上升和压力下　降的速度　‘．　在此系统中，桨毂内驱动机构受到负荷是随航速　的增加而增加的，要求整个系统有～定的锁止性能．　因此，在液压系统的设计初期，不仅要考虑到桨毂内　部驱动机构的锁止性能，还要考虑到配油装置的压力　２）在ＡＭＥＳｉｍ软件的平台上进行了仿真分析与　流量特性，从原理上提高系统的稳定性，并针对系统　优化设计，并绘制出相应的压力特性曲线，在不改变　的各参数，利用仿真结果为系统的细节设计提高更进　系统动态响应的前提下，优化后的系统可有效降低系　一步的理论依据，从而提高整个系统的稳定性．　统发热，通过选用不同开口流量率的电液比例换向　阀，分析其动态响应特性，及该特性对系统稳定性的　影响．用此仿真方法为实船调距桨装置液压系统的优　化设计，尤其是其可靠性与稳定性的改进提高设计，　提供了切实可行的实施途径，具有很好的实际应用价　值和借鉴意义．　参考文献：　［１］卢志刚，冀尔康，李伟，吴士昌．基于非线性ＰＩＤ的调　距桨控制系统仿真研究［Ｊ］．计算机仿真，２００６，２３　（８）：３０１—３０４．　ｘ：Ｔｉｍｅ［Ｓ】　［２］唐军．调距桨装置应用技术分析［Ｊ］．青岛远洋船员学　院学报，２００５，２６（４）：１８—２０．　图７系统泵出口油路压力　［３］姚时音，孙仁云，赵双，孙天建．基于ＡＭＥＳｉｍ的ＡＢＳ　液压电磁阀动态响应仿真研究［Ｊ］．机床与液压，２００７　４结论　（６）：１８０—１８１．　１）本文根据某型船用调距桨主推系统使用的实　［４］王瑜，林立，姜建胜．基于ＡＭＥＳｉｍ液压盘式刹车系统　际数据，建立了简化的系统非线性数学模型及ＡＭＥＳ－　建模与仿真研究［Ｊ］．石油机械，２００８，３６（９）：３１—３４．　ｉｍ仿真原理简图，通过对调节螺距比过程的仿真，验　［５］张利平．液压阀原理、使用与维护［Ｍ］．北京：化学工　证了所建模型的正确性．　业出版社，２００７．　（上接第２３页）　的扭角超过了持续扭转许用应力，但在规定的瞬时扭　转速禁区，若有确定其转速区间　转许用应力范围之内．所以，可以通过设定转速禁区　的方法来避开超出持续许用应力的转速，主机在加速　参考文献：　或减速时应快速通过该转速区间．该船主机转速禁区　［１］陈之炎．船舶推进轴系振动［Ｍ］．上海：上海交通大学　为（５５～６４）ｒ／ｍｉｎ．　出版社，１９８７．　［２］杜极生，陈之炎，静波．国产ＮＺ—Ｔ型扭振分析记录仪　５　结论　及其应用实例［Ｊ］．噪声与振动控制．１９９６（１）：４０＿４２．　通过分析扭振产生的原理，从减小激励力和增大　［３］ＭＡＮ　Ｂ＆Ｗ　ｄｉｅｓｅｌ　Ｃｏ．Ｌｔ．ＣＡＬＣＵＬＡＴＩＯＮ　ＯＦ　ＴＯＲＳＩＯＮ—　阻尼两方面简要的介绍了四种减振与避振的方法．介　ＡＬ　ＶＩＢＲＡＴＩＯＮ，２００７．　绍了主机转速禁区确定方法．通过扭振测试分析软　［４］何朝雨，吴义斌，杜极生．柴油机扭振测试简介及应用　件，将轴系转速波动信号转化为轴系扭转应力，在各　实例［Ｊ］．柴油机设计与制造．２００２（２）：３８—３９．　轴段进行应力分析，找出最危险轴段．将最危险轴段　［５］陈锡恩．船舶轴系扭振计算和测试实例分析［Ｊ］．船舶　工程，２００２（１）：２２—２６．　的最大扭转应力、持续扭转许用应力及瞬时扭转许用　应力进行对比，确定轴系是否处于可运行状态、有无　技术篇２０１０年第四期　３５