船舶舵機推舵系統頻率特性分析與研究

鄧 攀，李 彬，毛立峰

（上海船舶設備研究所，上海 200031）

0 引 言

船舶舵機系統的作用是使船舶維持原來的航向或改變航向[1]，由于液壓系統具有功率體積比大的特點[2]，現代遠洋船舶基本采用電動液壓驅動的液壓舵機[3]。隨著船舶操縱機動性要求的提升以及綜合姿態控制需求越來越迫切，如舵減橫搖、舵鰭聯合控制，舵機能否實現對操舵指令的快速跟蹤成為研究重點。而如果舵機系統頻率特性達不到要求，即使舵機系統的功率足夠大，也不能實現快速跟蹤操舵指令信號，如正弦操舵指令信號。

雖然現階段國內研究機構已對船舶舵機系統進行了較多的研究[4～7]，但是以研究舵機軌跡規劃為主，對于開發動態特性高的液壓舵機系統的研究相對較少[8]。為了設計高頻響的船舶舵機系統，有必要分析影響舵機系統頻率特性的因素。

通過建立基于ADAMS、AMESim和MATLAB的聯合仿真模型，分析各因素對舵機系統頻率特性的影響，這些因素主要包括泵的頻響，以及推舵機構中各結構參數。最后得到影響舵機系統頻率特性的主要參數。

1 建立基于ADAMS、AMESim和MATLAB的舵機系統聯合仿真模型

以撥叉滑塊推舵機構作為研究對象。根據給定的推舵機構機械結構參數，采用Pro/E軟件繪制出舵機推舵機構的總體圖，其結構見圖1。

利用ADAMS軟件和Pro/E無縫接口的功能，將圖1所示的推舵機構的裝配圖導入到ADAMS軟件中，并添加約束和碰撞檢查。定義輸入接口為推舵液壓缸所出的力、輸出接口為舵機的轉角，以便在機械系統、液壓系統和控制系統進行聯合仿真時對模型進行調用。所建立舵機推舵機構的詳細三維ADAMS動力學模型見圖2。

圖1 推舵機構的三維圖

圖2 推舵機構的ADAMS模型

根據舵機液壓原理以及所用主要元件的樣本確定出舵機液壓系統各部件的參數，在AMESim軟件環境下建立液壓系統的仿真模型。建立的雙泵組雙液壓缸舵機液壓系統模型見圖3。定義舵機液壓系統AMESim模型的兩個比例閥的電流控制信號為輸入接口、推舵液壓缸所出的力為輸出接口。

利用AMESim和MATLAB/Simulink的無縫接口，將AMESim液壓系統模型導入至MATLAB/Simulink中，并基于Matlab/Simulink建立整個舵機系統的控制系統模型，轉化后的AMESim液壓系統模型中的主泵斜盤擺角控制指令、液壓缸推力輸出信號均與Simulink模塊相連。所建立的舵機總體控制系統Simulink模型見圖4。

圖3 舵機液壓系統AMESim模型

圖4 舵機總體系統聯合仿真模型

2 舵機系統組成

常規舵機系統主要由電機、變量泵、推舵機構、管路等組成（見圖5）。

舵機系統的控制原理見圖6。通過外部輸入的舵角信號作為指令信號傳遞到舵角位置控制環節，該環節將指令信號與實際舵角反饋信號進行比較，并通過舵角位置控制器運算得出合理的液壓系統控制參數，然后通過液壓系統驅動推舵機構轉動，帶動舵葉轉到所需的角度。

圖5 舵機系統組成

圖6 舵機系統控制原理

3 舵機系統頻響特性分析

常規舵機系統關鍵組件和參數如下：

(1) 主泵排量125ml/rev，響應時間0.1s；

(2) 推舵油缸有效作用面積：0.0452m2；

(3) 推舵油缸的總行程：0.8289m；

(4) 推舵油缸柱塞的質量：832kg；

(5) 推舵單側力臂：0.55m；

(6) 舵柄及負載慣量：103.8kNm；

(7) 主油路管徑0.051m，長度3m；

在基于上述參數與建立的聯合仿真模型的分析中，期望舵機能實現的轉舵速度為 5o/s、正弦轉舵控制的幅值為10o且頻率為0.08Hz，折算到推舵油缸最大速度為0.0538m/s、正弦幅值為0.097m。

3.1 泵的頻響特性分析

主泵的階躍響應曲線和頻響特性曲線見圖7。

進行舵機系統設計時，盡量選擇高響應的變量泵。通過查詢變量泵的樣本，選擇響應頻率高于舵機正弦轉舵頻率的變量泵，可消除泵對整個舵機系統頻率響應的影響。主泵的上升時間是0.1s，頻率為10Hz。泵的選擇滿足舵機系統正弦轉舵頻率要求。

3.2 執行機構的頻率特性影響分析

根據上述參數和聯合仿真模型可以繪制出常規舵機推舵執行機構的頻率響應特性曲線（見圖8）。可知基于本節常規舵機仿真參數的推舵執行機構液壓固有頻率為13.3Hz，滿足舵機系統正弦轉舵頻率要求。

為了合理設計舵機轉舵系統液壓執行機構，下面基于聯合仿真模型分析執行機構中的6個主要參數對轉舵系統執行機構頻率特性的影響：

圖7 變量泵性能曲線

3.2.1 柱塞缸有效作用面積產生的影響

在聯合仿真模型中，將柱塞缸面積減小1倍，其他結構參數不變，執行機構的頻率響應特性曲線見圖9。由圖可知，柱塞缸有效作用面積減小1倍，固有頻率減小4Hz，為9.3Hz。

3.2.2 推舵力臂產生的影響

在仿真模型中，將推舵力臂減小1倍，其他結構參數不變，執行機構的頻率響應特性曲線見圖10。由圖可知，推舵力臂減為原來的一半后，固有頻率減小了4Hz，為9.3Hz。

圖8 推舵執行機構頻率特性

圖9 柱塞缸面積減小1倍，執行機構頻率特性

3.2.3 主油管路體積產生的影響

在聯合仿真模型中，將主油管路體積增加1倍，其他結構參數不變，頻率響應特性曲線見圖11。由圖可知，主油管路體積改變，會影響執行機構的頻率特性，其體積增加1倍后，固有頻率減小了1Hz，為12.4Hz。

3.2.4 柱塞缸活塞質量產生的影響

假設在聯合仿真模型中，負載（舵桿、舵葉）質量為23000kg，將柱塞缸活塞質量增加1倍，其他參數不變，頻率特性曲線見圖12。由圖可知，對大慣量負載的舵機系統而言，液壓缸活塞質量增加1倍，推舵執行機構的固有頻率幾乎沒有變化，為13.2Hz。

圖10 力臂減小1倍，執行機構頻率響應特性

圖11 主油管路體積增加1倍，執行機構頻率特性

3.2.5 舵柄慣量產生的影響

仍假設負載質量23000kg，舵柄慣量增加1倍，其他參數不變，執行機構的頻率特性曲線見圖13。由圖可知，對具有大慣量負載的舵機系統而言，舵柄慣量增加1倍，執行機構的固有頻率幾乎沒有變化，為13.2Hz。

圖12 柱塞質量增加1倍，執行機構頻率特性

圖13 舵柄慣量增加1倍，執行機構頻率特性

3.2.6 柱塞缸作用個數產生的影響

雙柱塞缸作用時，單柱塞缸的等效負載質量為總質量的1/2，頻率特性曲線見圖8，頻率為13.3Hz。單柱塞缸作用時，單柱塞缸上的等效負載質量為總負載質量，頻率特性曲線見圖14。由圖可知，單柱塞缸作用時，推舵執行機構的頻率降低了3.93Hz，變為9.37Hz。

圖14 單柱塞缸作用時執行機構的頻率特性

4 結 語

基于ADAMS、AMESim和MATLAB所建立的舵機系統的聯合仿真模型，對舵機系統進行了仿真分析。針對變量泵和推舵機構對舵機系統頻率特性的影響，得到以下結論：

1) 推舵系統頻率特性直接影響舵機實現快速跟蹤舵令信號的性能。

2) 變量泵應選擇頻寬高于期望的舵機正弦轉舵信號，以便消除變量泵對整個舵機系統頻率特性的影響。

3) 6個影響舵機推舵機構固有頻率的因素中，影響最大的是柱塞缸有效作用面積、柱塞缸作用個數和推舵力臂；對大慣量負載舵機系統而言，舵柄慣量、柱塞缸質量、主油管路體積對舵機執行機構頻率特性的影響很小。

4) 柱塞缸有效作用面積越大，舵機執行機構固有頻率越高；柱塞缸作用個數越多，舵機執行機構固有頻率越高；推舵力臂越大，舵機執行機構固有頻率越高。

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