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

無人船被廣泛應(yīng)用在水面和水下環(huán)境監(jiān)測、海上作戰(zhàn)、對敵偵察等領(lǐng)域，隨著無人船技術(shù)的發(fā)展，對無人船的航行穩(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)動機是無人船的核心部件，無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)的振動可能會導(dǎo)致發(fā)動機的輸出失穩(wěn)，導(dǎo)致無人船的航行穩(wěn)定性和續(xù)航能力降低，需要構(gòu)建優(yōu)化的無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動性能分析模型，結(jié)合對發(fā)動機的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析和振動信號分析方法，提高振動監(jiān)測能力，從而提高無人船發(fā)動機的輸出穩(wěn)定性[2]。

對無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動性能分析建立在對振動信號特征分析基礎(chǔ)上，結(jié)合對振動負荷加載特征分析，實現(xiàn)對無人船發(fā)動機的動態(tài)特征參數(shù)分析，提高輸出穩(wěn)定性。當前對力學(xué)性能和結(jié)構(gòu)性能參數(shù)分析是通過結(jié)構(gòu)部件特征分析以及振動強度和剛度分析，實現(xiàn)對無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向減振控制，但傳統(tǒng)方法在進行無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動振動特征性分析的剛度解耦和阻尼振蕩抑制能力不好。

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

1 信號模型和特征分析

1.1 前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動信號模型

為了實現(xiàn)無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動性能動態(tài)監(jiān)測分析，結(jié)合振動信號特征分析方法，通過分析橫向振動和縱向振動的動態(tài)特性，提出基于多策略動態(tài)計算和自適應(yīng)滑?？刂频姆椒╗3]。建立無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動控制的滑模減振模型，實現(xiàn)對系統(tǒng)橫向振動控制模型設(shè)計。結(jié)合模型參數(shù)和運動學(xué)參數(shù)分析，采用特征量提取傳感信息融合的方法，建立無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向動力學(xué)參數(shù)分析模型。通過重力勢能和錨線系統(tǒng)的機構(gòu)模型分析，進行振動信號檢測，得到無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動性能分析的總體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向動力學(xué)參數(shù)分析?？傮w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，在機艙中安裝主動作動器，采用動態(tài)振動特征分析方法，實現(xiàn)對無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動的運動空間進行聯(lián)合規(guī)劃識別[4]，構(gòu)建無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動的空間坐標系為Ox3y3z3、傳動裝置坐標系Ox1y1z1、彈性驅(qū)動坐標系Ox2y2z2和地面坐標系A(chǔ)xyz。在各級坐標系中，通過氣動-水動-結(jié)構(gòu)-TMD-HMD 耦合控制方法，得到混聯(lián)機構(gòu)FAST 和耦合模型。采用高頻振動峰值調(diào)節(jié)，得到振動信號采集模型如圖2所示。

圖2 振動信號采集模型Fig.2 Vibration signal acquisition model

1.2 振動信號特征分析

無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動的雙輪質(zhì)心為坐標系原點O，速度坐標系Ox3y3z3該坐標系原點O取在無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動的質(zhì)心上，用載荷引起的應(yīng)變信號特征分析方法，提取前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動信號模型。設(shè)置世界坐標系原點O在W 的X軸，體坐標系Ox1y1z1與無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動耦合，載荷時域特性分布特征點分布在原點O的質(zhì)心上，θ1和θ2分別為二系垂向減振器在L1，L2和L3上的動力矩，垂向減振器對應(yīng)的載分量滿足T1=A1，T2=A1A2，由此構(gòu)建前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動的動力學(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為對抗蛇行減振器的嚙合阻尼，rs為 最大載荷位置對應(yīng)的剛度，Jr為載荷幅值的轉(zhuǎn)動力矩，Jc為減振器載荷的變動幅值傳動力矩，Jpn為垂向減振器載荷的中心線和驅(qū)動中心動力矩，Tc為傳動系統(tǒng)減振力矩，F(xiàn)lyn為垂向減振器的振動衰減，F(xiàn)Eyn為垂向減振器的無功衰減，kθr為變動幅值的傳動慣量，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。

由此建立無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動參數(shù)傳感特征分析模型， 采用頻帶的敏感特性特征分析，進行軸箱垂向減振控制和振動特性監(jiān)測。

2 振動性能動態(tài)監(jiān)測

2.1 驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動信號幅頻特征分析

對發(fā)動機前段的軸箱垂向減振器、二系垂向減振器進行聯(lián)合特征分析，對減振器的速度和加速度進行慣性特征分析和信號幅頻特征檢測[5]，得到幅頻檢測方程為：

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)振動系統(tǒng)狀態(tài)q完全可測，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)機艙TMD減振的子頻帶，m′為高頻振動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，通過對驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動信號幅頻特征分析，實現(xiàn)對驅(qū)動系統(tǒng)的橫向振動控制和抑制。

2.2 橫向振動反饋控制和優(yōu)化調(diào)節(jié)

為了提高對驅(qū)動系統(tǒng)高頻振動抑制能力，通過求解無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)的運動學(xué)規(guī)劃模型，采用高頻振動峰值減振率誤差補償?shù)姆椒?，得到擾動抑制的反饋控制函數(shù)為[6]：

式中：Hac為第i個驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動慣性特征量在X方向的子帶信號，k為低頻振動峰值的減振慣性參數(shù)，l為第i個頻帶能量。

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

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

根據(jù)信號幅頻特征提取結(jié)果以及振動慣性參數(shù)檢測結(jié)果，實現(xiàn)對驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動性能動態(tài)分析，如圖3所示。

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

3 仿真測試

通過仿真測試驗證本文方法在實現(xiàn)無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動狀態(tài)監(jiān)測的應(yīng)用性能，設(shè)定振動信號采樣長度為2 400，頻率為12 kHz，變增益狀態(tài)反饋系數(shù)為0.34，發(fā)動機輪轂平均風(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，進行無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動特性分析。使用L3G4002D二自由度陀螺儀實現(xiàn)對無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)振動信號檢測，得到原始信號如圖4所示。

圖4 無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動部件振動信號Fig.4 Vibration signals of the front end accessory drive components of the unmanned ship engine

以圖4 振動信號為測試對象，采用本文方法進行振動特征提取，得到幅頻特征檢測結(jié)果如圖5所示。分析可知，本文方法對無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動的幅頻檢測性能較好，對振動控制的收斂性較好。

圖5 無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)振動幅頻特征檢測Fig.5 Detection of vibration amplitude frequency characteristics of the front end accessory drive system of unmanned ship engines

測試不同方法進行無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動抑制的誤差，得到對比結(jié)果如表2所示。分析可知，本文方法進行無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動抑制的誤差較小。

表2 振動特性控制的誤差對比Tab.2 Error comparison of vibration characteristic control

4 結(jié) 語

構(gòu)建優(yōu)化的無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動性能分析模型，結(jié)合對發(fā)動機的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析和振動信號分析方法，提高振動監(jiān)測能力。本文提出基于動力學(xué)和結(jié)構(gòu)可靠性分析的驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動分析模型，建立無人船發(fā)動機前端附件驅(qū)動控制的滑模減振模型，通過對驅(qū)動系統(tǒng)橫向振動信號幅頻特征分析，實現(xiàn)對驅(qū)動系統(tǒng)的橫向振動控制和抑制。分析可知，本文方法能有效實現(xiàn)對振動的幅頻特征檢測，提高振動抑制能力。