高嵩，國巖，李新飛，袁利毫

(1. 中國船舶及海洋工程設(shè)計(jì)研究院，上海 200240； 2. 哈爾濱工程大學(xué) 船舶工程學(xué)院，黑龍江,哈爾濱 150001)

近年來，隨著深海開發(fā)難度的加大，動(dòng)力定位方式逐漸替代了傳統(tǒng)的錨泊方式，在潛水支持、鉆井平臺(tái)、ROV支持和鋪管等眾多領(lǐng)域被廣泛的應(yīng)用，目前配備動(dòng)力定位系統(tǒng)(dynamic positioning system，DPS)的船舶已超過2 000艘，整體呈現(xiàn)快速上升的發(fā)展態(tài)勢(shì). 為了滿足水平面三自由度的運(yùn)動(dòng)控制，動(dòng)力定位船舶一般安裝有多臺(tái)全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器[1]，其優(yōu)點(diǎn)是通過液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)控制推進(jìn)器回轉(zhuǎn)可輸出水平任意方向推力. 全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器的液壓回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)是一種典型的非線性慣性響應(yīng)環(huán)節(jié)，其回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)響應(yīng)必然存在著滯后現(xiàn)象. 在設(shè)計(jì)動(dòng)力定位控制器和推力分配策略時(shí)，如果沒有充分考慮推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)速度和回轉(zhuǎn)方向等物理約束條件，推進(jìn)器響應(yīng)則會(huì)出現(xiàn)較大的偏差，將極大影響動(dòng)力定位船舶的定位能力，嚴(yán)重時(shí)會(huì)導(dǎo)致動(dòng)力定位失敗，甚至造成災(zāi)難性海上事故. 因此，全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)特性及物理約束條件成為研究動(dòng)力定位船運(yùn)動(dòng)控制及推力分配方法必須考慮的問題[2].

郁玉峰等[3]對(duì)大功率海工平臺(tái)所用可調(diào)螺距全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器進(jìn)行研究，分析了大功率全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器系統(tǒng)的組成及實(shí)現(xiàn)方法. Arditti等[4]采用序列二次規(guī)劃算法解算推力分配問題，充分考慮了推進(jìn)器間的水動(dòng)力相互作用. Wu等[5]提出一種基于混沌搜索的自適應(yīng)混合人工蜂群算法，避免了出現(xiàn)局部最優(yōu)解情況且降低了能耗. Ahani等[6]提出一種點(diǎn)跟蹤控制模型方法，提高了系統(tǒng)的魯棒性能且降低了能耗；魏延輝等[7]提出并設(shè)計(jì)一種深海作業(yè)型ROV推進(jìn)系統(tǒng)模塊；李新飛等[8]通過建立ROV的伺服控制液壓推進(jìn)器的仿真模型，分析多種狀態(tài)下的液壓推進(jìn)器的動(dòng)力學(xué)響應(yīng). Arditti等[9]為考慮水動(dòng)力相互作用的改進(jìn)推力分配算法，在優(yōu)化問題的求解中使用推進(jìn)器效率函數(shù)，并采用改進(jìn)的序列二次規(guī)劃技術(shù)求解非線性優(yōu)化問題. Philipp等[10]分析了一種利用Voith Schneider螺旋槳?jiǎng)恿μ匦缘耐屏Ψ峙渌惴?，并采用二次?guī)劃優(yōu)化和外部跟蹤算法相結(jié)合的兩步算法計(jì)算動(dòng)力最優(yōu)推進(jìn)控制. 上述文獻(xiàn)在研究動(dòng)力定位船的推力優(yōu)化分配方法時(shí)，考慮到了推進(jìn)器回轉(zhuǎn)禁止域或能耗最小等約束條件，但是沒有考慮推進(jìn)器回轉(zhuǎn)方向的影響，或者僅僅對(duì)推進(jìn)器回轉(zhuǎn)的最大回轉(zhuǎn)速度做了假設(shè)限制，缺少真實(shí)推進(jìn)器回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)特性的研究報(bào)告作為支持.

文中以海洋石油286船上所安裝的瓦錫蘭FS-3510全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器為研究對(duì)象，根據(jù)其液壓回轉(zhuǎn)減速系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，在考慮液壓系統(tǒng)的流量、壓力、馬達(dá)轉(zhuǎn)速、負(fù)載等條件下，應(yīng)用Matlab軟件構(gòu)建了一種全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)的仿真模型，并考慮DP船實(shí)際控制頻率的需求，研究如何實(shí)現(xiàn)船舶DP控制系統(tǒng)和全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器回轉(zhuǎn)液壓動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)的異步仿真控制. 最后對(duì)矢量推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)角度、角速度和回轉(zhuǎn)方向的動(dòng)態(tài)響應(yīng)過程和特性深入分析并給出了全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)的物理約束條件.

1 FS-3510全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器的組成及工作原理

1.1 全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器的組成

海洋石油286船安裝五臺(tái)推進(jìn)器，其中兩臺(tái)主推為瓦錫蘭公司生產(chǎn)的FS-3510型全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器. FS-3510型全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器可實(shí)現(xiàn)兩種功能：①通過變頻器驅(qū)動(dòng)電機(jī)來調(diào)節(jié)螺旋槳的轉(zhuǎn)速，實(shí)現(xiàn)螺旋槳推力可調(diào)；②通過液壓回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)來驅(qū)動(dòng)馬達(dá)調(diào)節(jié)螺旋槳的回轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)方位角可調(diào). FS-3510全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器主要由軸系組件組成，結(jié)構(gòu)如圖1所示.

全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器的推進(jìn)系統(tǒng)主要由原動(dòng)機(jī)和推進(jìn)器組成，其主要功能是產(chǎn)生足夠抵抗外界和驅(qū)動(dòng)船舶運(yùn)動(dòng)的推力和力矩. 原動(dòng)機(jī)主要是給船舶推力機(jī)構(gòu)提供功率，它是將電能轉(zhuǎn)換成動(dòng)能的裝置；推進(jìn)器則是將原動(dòng)機(jī)提供的扭矩轉(zhuǎn)化成驅(qū)動(dòng)船舶運(yùn)動(dòng)的推力和力矩.

FS-3510型全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)的工作壓力為21 MPa，最大流量為418 L/min，功率為107 kW. 每個(gè)液壓馬達(dá)的流量為56 L/min，推進(jìn)器FS3510回轉(zhuǎn)系統(tǒng)共裝有6個(gè)液壓馬達(dá). 液壓泵為力士樂公司的A4VG恒壓變量泵，液壓馬達(dá)為德國力士樂公司的A2FM-12定量液壓馬達(dá)，減速機(jī)型號(hào)為力士樂緊湊型靜液壓行走機(jī)構(gòu)減速機(jī)，型號(hào)GFT-0009-T2. 推進(jìn)器回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)的最大流量為450 L/min.

1.2 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的組成及工作原理

全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)主要是控制螺旋槳回轉(zhuǎn)以滿足駕駛臺(tái)控制器所發(fā)出的推力方向指令，保證推力分配的有效實(shí)施. 泵控液壓回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)有兩個(gè)回路系統(tǒng)，第1回路系統(tǒng)和第2回路系統(tǒng)如圖2所示. 主要包括回轉(zhuǎn)液壓油油箱(儲(chǔ)存液壓油);熱交換單元(保證液壓油的工作溫度適當(dāng));增壓泵(保證回轉(zhuǎn)泵一側(cè)固定低壓并防止空泡破壞);控制裝置(控制回轉(zhuǎn)系統(tǒng)，包括閥、傳感器和指示器等);回油過濾單元(防止液壓油污染).

第1液壓油回路是指從液壓泵流向液壓馬達(dá)的閉環(huán)油路系統(tǒng). 增壓泵和補(bǔ)油管路是為了補(bǔ)償液壓泵和液壓馬達(dá)的泄漏；控制閥是用來控制回路中液壓油的流向；液壓馬達(dá)通過液壓油驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)馬達(dá)帶動(dòng)減速機(jī)構(gòu)旋轉(zhuǎn)，回油直接回到液壓泵內(nèi)部；控制裝置可以調(diào)節(jié)回轉(zhuǎn)方向.

第2液壓油回路中的增壓泵將回轉(zhuǎn)油箱中的液壓油補(bǔ)償?shù)降蛪河蛡?cè)，回油路的高溫油通過熱交換單元降溫后經(jīng)過過濾單元清潔后轉(zhuǎn)回油箱中，熱交換單元中的冷卻水由船舶的淡水冷卻系統(tǒng)提供.

2 泵控液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)減速器帶動(dòng)螺旋槳回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型

2.1 泵控液壓馬達(dá)的數(shù)學(xué)建模

為了方便研究變量泵的斜盤擺角到液壓馬達(dá)輸出角之間的傳遞方程，給出如下假設(shè)：

①忽略所有連接管道內(nèi)的摩擦損失、管道動(dòng)態(tài)和流體質(zhì)量影響；②假設(shè)液壓馬達(dá)內(nèi)外泄流均為層流流動(dòng)；③假設(shè)兩根回油管道完全相同，泵、馬達(dá)、管道組成的兩個(gè)腔室總?cè)莘e相同，腔室內(nèi)液壓油的壓力、溫度、體積彈性模量恒定不變，油液溫度和密度為常數(shù);④假設(shè)補(bǔ)油系統(tǒng)實(shí)時(shí)，補(bǔ)油壓力恒定不變，低壓側(cè)壓力等于補(bǔ)油壓力；⑤忽略結(jié)構(gòu)柔度的影響；⑥假設(shè)不發(fā)生壓力飽和現(xiàn)象.

液壓馬達(dá)的高壓腔關(guān)系表示為

npDp-CiP(p1-ps)-CePp1-CiM(p1-ps)-

(1)

式中：np為泵的轉(zhuǎn)速，rad/s；Dp為變量泵的排量，m3/rad；DM為馬達(dá)的排量，m3/rad；V0為一個(gè)腔室的容積(包括泵腔、馬達(dá)腔和一根主管道等)，m3；p1為進(jìn)油腔壓力，即負(fù)載壓力，Pa；ps為補(bǔ)油壓力，Pa；Cip為泵內(nèi)泄漏系數(shù)；CiM為馬達(dá)的內(nèi)泄漏系數(shù)；Cep為泵外泄漏系數(shù)；Cem為馬達(dá)的外泄漏系數(shù)，文中泄漏系數(shù)單位均為(m3/s)/Pa；θM為馬達(dá)軸的轉(zhuǎn)角；βe為等效體積彈性模量，N/m2(Pa).

變量泵的排量可表示為

Dp=αkp,

(2)

式中：α為泵變量機(jī)構(gòu)的擺角；kp為泵的排量梯度，m3/rad2.

合并式(1)和式(2)，忽略補(bǔ)油泵的壓力，ps=0，可得

npαkp-(CiP+CeP+CiM+CeM)p1-

(3)

將式(3)進(jìn)行拉普拉斯變換后，可得

(4)

式中：Ct=Cit+Cet，為總泄露系數(shù)；Cit=CiP+CiM，為總內(nèi)泄露系數(shù)；Cet=CeP+CeM，為總外泄露系數(shù).

若假設(shè)液壓馬達(dá)和液壓泵無泄露，可將式(4)轉(zhuǎn)換為

(5)

2.2 液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)減速機(jī)構(gòu)及負(fù)載的數(shù)學(xué)建模

查閱相關(guān)文獻(xiàn)，可以得出液壓馬達(dá)和負(fù)載力的平衡方程可表示為

(6)

式中：Tg為馬達(dá)的理論扭矩；J為液壓馬達(dá)和負(fù)載的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和；BM為液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)軸上的黏性阻尼力矩系數(shù)，N·m·s/rad；Cf為馬達(dá)的內(nèi)摩擦因數(shù)；TL為液壓馬達(dá)上的外負(fù)載轉(zhuǎn)矩；G為液壓馬達(dá)的彈性負(fù)載系數(shù)，G=0.

式(6)中摩擦力矩是非線性的,Cf數(shù)值一般很小，在線性分析時(shí)，令Cf=0，同時(shí)忽略補(bǔ)油泵的壓力，ps=0，并對(duì)式(6)做拉氏變換可得：

p1DM=Js2θM+BMsθM+TL.

(7)

式(4)和式(7)可描述變量泵控制液壓馬達(dá)的關(guān)系，可表示為如下方程組：

(8)

若忽略液壓系統(tǒng)泄露和馬達(dá)軸上的外負(fù)載，將式(5)和式(7)整理為

(9)

根據(jù)FS-3510定槳距全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器的主要技術(shù)參數(shù)，可得出泵控液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)減速機(jī)構(gòu)的技術(shù)參數(shù)如表1所示.

表1 泵控液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)減速機(jī)構(gòu)技術(shù)參數(shù)

3 回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)的控制器設(shè)計(jì)及方位角優(yōu)化控制策略

3.1 全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器方位角控制器設(shè)計(jì)

全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)屬于液壓控制裝置，通過控制液壓馬達(dá)的排量進(jìn)而控制推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)角度，主要將推力分配模塊分配給推進(jìn)器的期望方位角與實(shí)際方位角相減得出偏差值，在將此偏差值輸入到方位角優(yōu)化模塊中，然后計(jì)算出液壓馬達(dá)需要旋轉(zhuǎn)的角度，接著與反饋的液壓馬達(dá)實(shí)際旋轉(zhuǎn)角度相減求出偏差值，在將此偏差輸入到PD控制器，在將控制器輸出指令傳到液壓泵排量計(jì)算模塊，接著求出液壓泵排量，然后通過液壓馬達(dá)模塊求出馬達(dá)實(shí)際旋轉(zhuǎn)角度、角加速度、輸出扭矩，最后計(jì)算出全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器實(shí)際的方位角度.

由于液壓馬達(dá)控制有較大的滯后環(huán)節(jié)，所以選用PD控制器，PD控制設(shè)計(jì)為

(10)

將PD控制器的參數(shù)分為兩種情況，根據(jù)期望角度偏差的情況，控制器的設(shè)計(jì)參數(shù)為

(11)

3.2 全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器方位角優(yōu)化控制策略

按照Δθ=θd-θf得出全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的目標(biāo)方位角和實(shí)際方位角的偏差值Δθ，在將偏差輸入到“目標(biāo)方位角優(yōu)化計(jì)算”模塊得到全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)角度Δβ. 為了減少推進(jìn)器的磨損和推進(jìn)器回轉(zhuǎn)響應(yīng)時(shí)間，現(xiàn)將目標(biāo)偏差進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化公式為

(12)

方位角優(yōu)化的主要思想是通過比較順時(shí)針、逆時(shí)針方向上角度偏差的大小，來確定旋轉(zhuǎn)的方向，使得推進(jìn)器每次回轉(zhuǎn)方向都選擇偏差值最小的方向進(jìn)行回轉(zhuǎn)，縮短全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)響應(yīng)時(shí)間，從而縮短動(dòng)力定位控制系統(tǒng)的響應(yīng)時(shí)間，最終提高動(dòng)力定位系統(tǒng)的控制精度.

3.3 考慮船舶動(dòng)力定位系統(tǒng)的全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器回轉(zhuǎn)仿真系統(tǒng)設(shè)計(jì)

本文研究的全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器最終應(yīng)用于動(dòng)力定位仿真模擬器的研制中，實(shí)現(xiàn)在虛擬仿真環(huán)境下船舶動(dòng)力定位和操縱等作業(yè)任務(wù)，一般動(dòng)力定位系統(tǒng)的控制周期為0.5～1.0 s，而根據(jù)相關(guān)仿真研究，液壓仿真系統(tǒng)最小仿真步長應(yīng)≤0.01 s. 因此，文中全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器液壓控制系統(tǒng)的響應(yīng)頻率為動(dòng)力定位系統(tǒng)的100倍左右，所以在仿真仿真過程中需要對(duì)不同頻率系統(tǒng)同時(shí)進(jìn)行仿真，如圖3所示.

圖3中，全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器動(dòng)力學(xué)仿真系統(tǒng)分為內(nèi)外環(huán)控制實(shí)現(xiàn)，外環(huán)公式計(jì)算期望方位角偏差值，進(jìn)而計(jì)算液壓馬達(dá)需要旋轉(zhuǎn)的角度偏差，控制頻率為1 Hz；內(nèi)環(huán)為泵控液壓馬達(dá)控制系統(tǒng)模塊，液壓動(dòng)力學(xué)仿真系統(tǒng)控制頻率為100 Hz. 使用這種異步仿真方法，可直接將全回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)仿真模塊直接嵌入到船舶動(dòng)力定位仿真系統(tǒng)中使用.

4 液壓回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)仿真模型及結(jié)果的分析

4.1 液壓回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)仿真系統(tǒng)

根據(jù)全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的特點(diǎn)，建立了一種泵控液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)齒輪傳動(dòng)減速機(jī)構(gòu)作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，實(shí)現(xiàn)了目標(biāo)方位角的快速控制，能夠準(zhǔn)確和有效模擬全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的液壓回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)控制系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，如圖4所示.

將推力分配模塊輸出的各個(gè)螺旋槳被分配的回轉(zhuǎn)角度和測(cè)量模塊測(cè)出的螺旋槳實(shí)際回轉(zhuǎn)角度的差值引入到全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)模型中，經(jīng)過目標(biāo)方位角優(yōu)化模塊、斜盤角度控制模塊、變量模塊可得出變量泵機(jī)構(gòu)的擺角，將擺角轉(zhuǎn)換成液壓泵輸出的壓力差，通過液壓壓力能推動(dòng)6個(gè)液壓馬達(dá)帶動(dòng)減速機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)動(dòng)以實(shí)現(xiàn)螺旋槳轉(zhuǎn)動(dòng)至目標(biāo)方位角度. 最后，在Simulink中建立泵控液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)齒輪傳動(dòng)減速機(jī)構(gòu)作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)仿真模型.

4.2 有無方位角回轉(zhuǎn)方向優(yōu)化控制策略的仿真對(duì)比

將表1中的參數(shù)及控制器參數(shù)輸入到建立的仿真系統(tǒng)中，為了方便觀察，將本文的所有弧度轉(zhuǎn)為角度輸入輸出，設(shè)定推進(jìn)器初始方位角為0°，t=0時(shí)，分別給仿真系統(tǒng)輸入不同的目標(biāo)方位角90°、175°、185°、270°，通過仿真分析有無方位角優(yōu)化時(shí)的回轉(zhuǎn)角、回轉(zhuǎn)速率、液壓流量的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)過程如圖5(a)～5(d)所示.

圖5中，目標(biāo)方位角為90°、175°、185°和270°，實(shí)際方位角都可平穩(wěn)響應(yīng)期望值，最終分別穩(wěn)定在90°、175°、185°和270°，回轉(zhuǎn)響應(yīng)的方向也是一致的. 圖5(b)中，目標(biāo)方位角為90°、175°、185°和270°，實(shí)際方位角都可平穩(wěn)的響應(yīng)期望值，最終分別穩(wěn)定在90°、175°、-175°和-90°. 結(jié)果表明當(dāng)期望方位角偏差>180°時(shí)，經(jīng)過方位角優(yōu)化策略，推進(jìn)器回轉(zhuǎn)方向自動(dòng)選擇回轉(zhuǎn)角偏差較小的方向回轉(zhuǎn)，降低回轉(zhuǎn)時(shí)間.

圖5(c)中，目標(biāo)方位角為90°、180°和270°，回轉(zhuǎn)速度從0開始逐漸增加，最高分別達(dá)到1.5，2.4，3.2 r·min-1. 圖5(d)中，目標(biāo)方位角為90°、180°和270°，回轉(zhuǎn)速度從0開始逐漸增加，最高分別達(dá)到1.5，2.4，逆向回轉(zhuǎn)1.3 r·min-1. 可以看出當(dāng)期望方位角偏差>180°時(shí)，經(jīng)過方位角優(yōu)化策略，推進(jìn)器自動(dòng)選擇回轉(zhuǎn)角偏差較小的方向回轉(zhuǎn)，回轉(zhuǎn)速度有效降低，減小推進(jìn)器的磨損. 優(yōu)化程序?qū)⒒剞D(zhuǎn)角度偏差控制在180°內(nèi)，此時(shí)的回轉(zhuǎn)速率最大峰值小于2.4 r·min-1，查閱相關(guān)資料，F(xiàn)S-3510型全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器最大回轉(zhuǎn)速率小于3 r·min-1，符合實(shí)際推進(jìn)器回轉(zhuǎn)速率，可得出推力分配的約束條件為

(13)

圖5(e)中，目標(biāo)方位角為90°、180°和270°，液壓流量從0開始逐漸增加，最高分別達(dá)到76，122，160 L/min. 圖5(f)中，目標(biāo)方位角為90°、180°和270°，液壓流量從0開始逐漸增加，最高分別達(dá)到76，122，76 L/min. 可以看出當(dāng)期望方位角偏差>180°時(shí)，經(jīng)過方位角優(yōu)化策略，推進(jìn)器回轉(zhuǎn)方向自動(dòng)選擇回轉(zhuǎn)角偏差較小的方向回轉(zhuǎn)，液壓系統(tǒng)的流量有效降低.

4.3 系統(tǒng)內(nèi)外環(huán)不同控制頻率時(shí)的仿真對(duì)比

全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的目標(biāo)方位角為180°，分別對(duì)兩種控制頻率設(shè)定方法進(jìn)行仿真：①內(nèi)外環(huán)同步仿真方法,外環(huán)控制周期和內(nèi)環(huán)控制周期相同，Tout=Tin=0.01 s；②內(nèi)外環(huán)異步仿真方法-外環(huán)控制周期和內(nèi)環(huán)控制周期不相同，Tout=1，Tin=0.01 s，可以得到推進(jìn)器方位角的動(dòng)態(tài)響應(yīng)過程如圖6所示.

圖6中，使用內(nèi)外環(huán)異步仿真方法，推進(jìn)器方位角達(dá)到180°的穩(wěn)定時(shí)間為12 s；使用內(nèi)外環(huán)同步仿真方法，推進(jìn)器方位角達(dá)到180°的穩(wěn)定時(shí)間為10 s；兩者之間的誤差較小. 且兩種仿真方法中推進(jìn)器回轉(zhuǎn)方位角的動(dòng)態(tài)響應(yīng)過程基本一致.

結(jié)果表明提出的內(nèi)外環(huán)異步仿真方法與同步仿真方法的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)過程基本一致，這也符合動(dòng)力定位船實(shí)際控制過程中，液壓系統(tǒng)控制頻率高于動(dòng)力定位控制頻率的特性. 在動(dòng)力定位仿真系統(tǒng)的設(shè)計(jì)中，可以用這種異步仿真方法實(shí)現(xiàn)動(dòng)力定位控制系統(tǒng)和液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)這兩種不同控制頻率系統(tǒng)的有效融合，且能較真實(shí)模擬真實(shí)動(dòng)力定位系統(tǒng)的響應(yīng)過程.

5 結(jié) 論

通過對(duì)FS-3510全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)的建模與仿真結(jié)果分析，可以得到如下結(jié)論：

① 提出了一種全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器的液壓回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)模型和仿真方法，可真實(shí)反映全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器液壓回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)過程.

② 提出了一種全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器回轉(zhuǎn)方向的優(yōu)化控制策略，將動(dòng)力定位系統(tǒng)推力分配模塊輸出的推進(jìn)器方位角作為目標(biāo)方位角引入到仿真模型中，通過判斷目標(biāo)方位角和真實(shí)方位角的偏差值，得出全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)角度和回轉(zhuǎn)方向，可將回轉(zhuǎn)角度范圍從[-2π,2π]降低為[-π,π]，并結(jié)合PID控制方法設(shè)計(jì)液壓泵的斜盤角控制器，簡化了全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器的回轉(zhuǎn)角度和回轉(zhuǎn)方向的控制，提高了全回轉(zhuǎn)矢量推進(jìn)器回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)的控制效率.

③ 提出了一種動(dòng)力定位系統(tǒng)和液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)聯(lián)合仿真的異步控制頻率的仿真方法. 動(dòng)力定位船舶控制過程中存在兩種頻率的控制系統(tǒng)，實(shí)船液壓系統(tǒng)的控制頻率是動(dòng)力定位系統(tǒng)控制頻率的100倍. 本文的仿真過程設(shè)定動(dòng)力定位系統(tǒng)(外環(huán))每一秒執(zhí)行一次，而液壓控制系統(tǒng)(內(nèi)環(huán))則為每0.01 s執(zhí)行一次，這種變步長仿真方法可以真實(shí)模擬動(dòng)力定位系統(tǒng)中的兩種不同的控制頻率.

④ 提出了動(dòng)力定位系統(tǒng)推進(jìn)分配策略的推進(jìn)器回轉(zhuǎn)速率的約束條件，瓦錫蘭FS-3510全回矢量轉(zhuǎn)推進(jìn)器的最大回轉(zhuǎn)速率小于3 r/min，通過不同目標(biāo)方位角的仿真分析結(jié)果，可得出全回轉(zhuǎn)推進(jìn)器回轉(zhuǎn)仿真系統(tǒng)的最大回轉(zhuǎn)速度為2.5～3.5 r/min，兩者偏差在回轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的合理范圍內(nèi)，可滿足動(dòng)力定位系統(tǒng)推力分配方法的回轉(zhuǎn)物理約束條件n≤3 r/min的要求.