雙泵源電液舵機線譜噪聲控制*

陳宗斌，何 琳，廖 健，徐榮武

(1. 海軍工程大學(xué) 振動與噪聲研究所， 湖北 武漢 430033； 2. 船舶振動噪聲重點實驗室， 湖北 武漢 430033)

傳統(tǒng)艦船設(shè)備采用閥控或泵控操舵系統(tǒng)，設(shè)備布置復(fù)雜，操舵穩(wěn)態(tài)噪聲高、液壓沖擊大。為降低操舵噪聲，采用變頻電機驅(qū)動定量泵的電液舵機正逐步運用于艦船設(shè)備操舵系統(tǒng)中。由于采用變頻調(diào)速策略，電液舵機線譜噪聲明顯，而且其線譜特征隨轉(zhuǎn)速變化遷移，增大了線譜衰減難度。

為了有效衰減液壓線譜噪聲，目前主要控制策略集中在主動式衰減法。主動式衰減主要是應(yīng)用波的干涉原理，通過次級源引入幅值相同、相位相反的次級壓力波，與初級波疊加達到降噪的目的。流體線譜噪聲主動控制的研究起步于20世紀(jì)80年代，日本的小島英一以伺服作動器為次級源，采用F-XLMS控制算法，在10～800 Hz內(nèi)取得了20 dB的脈動衰減效果[1]。近年來，焦宗夏等設(shè)計了一種壓電陶瓷錐閥，采用自適應(yīng)最優(yōu)控制算法驅(qū)動并聯(lián)在泵出口的錐閥，試驗表明其可衰減線譜幅值68%[2-3]；Guan等設(shè)計了一種壓電陶瓷驅(qū)動的滑閥，滑閥采用了獨特的雙邊溢流設(shè)計，可使滑閥作動頻率降為脈動頻率的一半[4]。歐陽平超等指出單點消振效果有限，提出了分布式脈動控制方法，將多個主動消振閥布置在管路不同位置，試驗表明整個管路消振效果顯著，其消振量可達10 dB以上[5]。英國巴斯大學(xué)的Pan和Johnston等近年來對液壓系統(tǒng)線譜噪聲的主動控制研究較多，設(shè)計了壓電陶瓷節(jié)流閥作為作動器，將其分別串聯(lián)在主油路、連接在旁通支路上，重點研究了相應(yīng)的控制算法，試驗表明將節(jié)流閥串聯(lián)在油路上單根線譜最大可衰減44.3 dB，連接在旁通支路上單根線譜最大可衰減35.2 dB[6-7]。主動式衰減效果顯著，尤其可針對性地衰減線譜特征，但需要專門設(shè)計高頻響作動器，而且其控制難度較大，設(shè)備布置復(fù)雜。電液舵機操舵時間短，啟停頻繁且線譜遷移頻繁。主動式衰減法應(yīng)用于電液舵機難度大，且尚未有液壓線譜噪聲主動控制的工程應(yīng)用實例。

為提升可靠性，運用于艦船操舵系統(tǒng)的電液舵機采用了泵源雙冗余的設(shè)計思路。本文結(jié)合電液舵機設(shè)計原理和實際運行工況，提出運用雙泵源結(jié)構(gòu)，采用基于輔助泵源同步運行的流量脈動抵消策略，通過次級泵源產(chǎn)生的流量脈動來抵消主油路流量脈動，以降低大流量、高速運行工況下的系統(tǒng)線譜特征[8-9]。

1 理論分析

電液舵機系統(tǒng)原理如圖1所示，其基本原理為：伺服電機通過聯(lián)軸器帶動雙向定量泵運行。伺服電機為被控對象，控制器根據(jù)液壓缸反饋的實時位移與控制指令的對比信號，調(diào)節(jié)伺服電機的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。伺服電機轉(zhuǎn)速不同，液壓泵出口流量不同，實現(xiàn)調(diào)速控制；伺服電機轉(zhuǎn)向不同，液壓泵輸出流量方向不同，實現(xiàn)換向控制。油路中其他元件僅作為系統(tǒng)的輔助元件，不改變系統(tǒng)的運行工況[10]。兩泵源互為備份，完全一致且作用效果相同。

圖1 電液舵機系統(tǒng)原理Fig.1 Electro-hydraulic steering gear system diagram

忽略二階以上微量，考慮均勻理想流體媒質(zhì)中小振幅的情況，可認為管路中平面聲壓滿足線性疊加原理。因此，可將主泵源和次級泵源單獨作用工況線性疊加，得到兩泵源同時作用系統(tǒng)的壓力脈動[11]。如圖2所示，首先討論次級泵源在合流點產(chǎn)生的壓力脈動。假定圖中管路各處橫截面積均一致(S1=S2=S3)，其中Z1為主泵源的阻抗，S1為主泵源支路的管路截面積，pi2、pr2分別為次級泵源壓力脈動的入射波和反射波，pb2、pt2分別為主泵源支管透射波、主油路透射波。

圖2 次級泵源壓力脈動作用模型Fig.2 Pressure ripple model of secondary pump source

在主管和支管的交匯處，應(yīng)有聲壓連續(xù)：

pi2+pr2=pb2=pt2

(1)

各點對應(yīng)體積速度為U，則應(yīng)有體積速度連續(xù)，即：

Ui2+Ur2=Ub2+Ut2

(2)

根據(jù)聲壓與質(zhì)點速度之間的關(guān)系，則有：

(3)

(4)

(5)

(6)

聯(lián)立以上各式，即可得到：

(7)

其中：ρ0和c0分別為流體密度和聲速，均為實數(shù)；Z1為主泵源阻抗。次級泵源出口的壓力脈動為pis2=pai2ej(w2t+φ)，其中Pai2為次級泵源脈動變化的幅值，φ為次級泵源壓力脈動相對主泵源壓力脈動初始相位角，則匯流點入射波與次級泵源出口壓力脈動關(guān)系為：

pi2=pai2ej(w2t+k2l2+φ)

(8)

其中，l2為次級泵源出口與匯流點的距離，k2=w2/c0為波數(shù)，w2為次級泵源出口壓力脈動的圓頻率。因此，次級泵源在主油路匯流點上產(chǎn)生的透射波壓力脈動為：

(9)

圖3 主泵源壓力脈動作用模型Fig.3 Pressure ripple model of main pump source

同理，可以得到主泵源出口壓力脈動在匯流點產(chǎn)生的壓力脈動模型如圖3所示。其中，Z2為次級泵源的阻抗，S2為次級泵源支路的管路截面積，pi1、pr1分別為主泵源壓力脈動的入射波和反射波，pb1、pt1分別為次級泵源支管透射波、主油路透射波。主泵源出口的壓力脈動為pis1=pai1ejw1t，則匯流點入射波與主泵源出口壓力脈動關(guān)系為：

pi1=pai1ej(w1t+k1l1)

(10)

其中，l1為主泵源出口與匯流點的距離，k1=w1/c0為波數(shù)，w1為主泵源出口壓力脈動的圓頻率。因此，主泵源在主油路匯流點上產(chǎn)生的透射波壓力脈動為：

(11)

要達到主油路上流量脈動的抵消效果，則主油路點壓力脈動為：

(12)

兩泵源完全相同，因此泵源阻抗Z1和Z2一致，式(12)中其他參數(shù)均為常數(shù)。n為泵源轉(zhuǎn)速，p為液壓泵柱塞數(shù)，則：

(13)

根據(jù)式(12)可知，合流點的壓力脈動與管路橫截面積、泵源阻抗、運行轉(zhuǎn)速、液壓泵柱塞數(shù)、合流前管路長度以及壓力脈動初始相位差等相關(guān)。為簡化問題，令：

(w1t+k1l1)-(w2t+k2l2+φ)=hπ

(14)

則有當(dāng)h為奇數(shù)時，流量脈動衰減；當(dāng)h為偶數(shù)時，流量脈動將加劇。式(14)中含有時間t，因此式(14)成立需滿足以下條件：

1)兩泵源轉(zhuǎn)速和齒數(shù)一致，且時刻保證位置同步；

2)兩泵源距離匯流點的出口管路長度一致，兩泵源出口壓力脈動的初始相位角相差為φ=π。

同時考慮壓力脈動的諧波效應(yīng)，在φ=π奇數(shù)次諧波脈動衰減時，偶數(shù)次仍然會加劇。由于實際流量脈動的一階諧波分量占主要成分，因此在控制次級泵源轉(zhuǎn)速與齒數(shù)相同時，初始相位角相差半個周期理論上可大幅衰減主油路壓力脈動。

2 同步控制策略

根據(jù)前述理論分析，實現(xiàn)主油路上流量脈動控制的關(guān)鍵是雙泵源的同步控制，即兩伺服電機運行中時刻保持固定相對位置。永磁同步伺服電機控制結(jié)構(gòu)主要由位置環(huán)、轉(zhuǎn)速環(huán)、電流環(huán)組成，控制原理如圖4所示。其基本工作流程是：電機的指令轉(zhuǎn)角與編碼器測量的實際轉(zhuǎn)角信號做差形成轉(zhuǎn)角誤差信號，轉(zhuǎn)角誤差信號經(jīng)過位置控制器生成目標(biāo)轉(zhuǎn)速信號；目標(biāo)轉(zhuǎn)速信號與電機實際轉(zhuǎn)速做差形成轉(zhuǎn)速誤差信號，該信號輸入轉(zhuǎn)速控制器生成目標(biāo)交軸電流，目標(biāo)交軸電流與實際交軸電流做差形成電流誤差信號，電流誤差信號經(jīng)過電流控制器、脈沖寬度調(diào)制(Pulse Width Modulation, PWM)信號控制單元以及電源逆變器生成對應(yīng)的電流，輸入至伺服電機產(chǎn)生扭矩以驅(qū)動其運動。

圖4 伺服電機控制原理Fig.4 Servo motor control diagram

原有系統(tǒng)控制結(jié)構(gòu)如圖5所示，其中主控制器選擇執(zhí)行主泵源或次級泵源，兩泵源不同時工作。各泵源單獨作用時，伺服電機作用于轉(zhuǎn)速環(huán)和電流環(huán)，主控制器對作動器整體實現(xiàn)位置閉環(huán)。為實現(xiàn)雙軸的同步控制，對原有控制結(jié)構(gòu)進行改進。為抵抗不同子軸上產(chǎn)生干擾導(dǎo)致同步誤差，控制系統(tǒng)上增加了同步運動控制器，采用主從同步控制策略。控制原理如圖6所示，其中主軸電機采用電流環(huán)和轉(zhuǎn)速環(huán)控制，主軸的電機轉(zhuǎn)角位置作為從軸輸入指令，從軸采用位置環(huán)和電流環(huán)控制，通過配置專門的同步運動控制器，降低主從同步的延遲效應(yīng)[12]。

圖5 電液舵機原控制原理圖Fig.5 Electro-hydraulic control block

圖6 電液舵機改進的同步運行工況控制原理Fig.6 Adjusted control block of synchronous operation

其中位置環(huán)、轉(zhuǎn)速環(huán)和電流環(huán)均采用變參數(shù)比例積分微分(Proportion Integration Differentiation, PID)控制。基于上述控制策略，對主泵源和次級泵源進行了同步控制試驗。圖7～9分別為兩泵源電機編碼器、轉(zhuǎn)角位置以及速度同步效果，電機編碼器采樣率為2048 Hz。根據(jù)前述分析，實現(xiàn)位置同步則速度也應(yīng)保持一致。圖中反映出，編碼器位置可以看到明顯的同步過程，同步時間為2 s左右。完成同步后，兩泵源基本沒有可監(jiān)控的誤差，同步效果較好。在轉(zhuǎn)速曲線上可以看到，施加同步命令后從軸出現(xiàn)速度跳變，跟蹤主軸至設(shè)定位置后兩軸速度曲線完全重合。

圖7 兩泵源編碼器位置同步效果Fig.7 Synchronization results of two motor encoder position

圖8 兩泵源轉(zhuǎn)角同步效果Fig.8 Synchronization results with two motor angular

圖9 兩泵源轉(zhuǎn)速同步效果Fig.9 Synchronization results with two motor speed

改變主軸和從軸負載，在不同負載下的測試曲線基本與上述一致。根據(jù)試驗結(jié)果可以看到，采用主從同步控制策略，兩泵源較好地實現(xiàn)了位置同步。在主軸或從軸受到負載干擾的情況下，同步效果仍然較好，且同步速度較快，同步時間小于2 s。

3 試驗研究

現(xiàn)有雙泵源電液舵機中兩泵源完全相同，均為排量12.6 ml/r的齒輪泵，泵源出口管路長度一致，實物安裝示意如圖10所示。結(jié)合控制策略，對現(xiàn)有電液舵機控制系統(tǒng)進行改進，調(diào)節(jié)兩泵源運行相位角差值，測試系統(tǒng)結(jié)構(gòu)振動。管路中的壓力脈動與結(jié)構(gòu)耦合，形成結(jié)構(gòu)振動。衰減主油路壓力脈動的根本目的是降低系統(tǒng)傳遞路徑上的結(jié)構(gòu)振動。為了驗證理論分析情況，在液壓缸基腳布置加速度傳感器，測量系統(tǒng)對外傳遞的結(jié)構(gòu)振動，測點布置示意如圖11所示。

圖11 結(jié)構(gòu)振動測點布置示意Fig.11 Arrangement diagram of structure vibration measuring point

對比以下4種運行工況下打舵時液壓缸基腳的結(jié)構(gòu)振動數(shù)據(jù)：工況1，兩泵源初始相位角相同，1500 r/min同步運行操舵；工況2，兩泵源初始相位角相差π rad，1500 r/min同步運行操舵；工況3，僅主泵源單獨1500 r/min運行操舵；工況4，僅主泵源單獨3000 r/min運行操舵。因兩泵源為排量完全一致的定量齒輪泵，因此工況3操舵速度為其他工況操舵速度的一半。

以測點1的結(jié)構(gòu)振動數(shù)據(jù)為例，工況1和工況2打舵時液壓缸基座結(jié)構(gòu)振動頻域曲線對比如圖12所示。由圖中結(jié)果可知，工況2與工況1相比：①225 Hz處一階線譜幅值降低22.46 dB，錯相位合流大幅度衰減了一階線譜幅值；②450 Hz處二階線譜幅值增加7 dB，675 Hz處三階線譜幅值降低8.42 dB，與理論分析的結(jié)果基本保持一致，奇數(shù)次諧波脈動衰減時，偶數(shù)次會加劇。

圖12 不同初始相位角同步運行的結(jié)構(gòu)振動Fig.12 Structural vibrations of different initial phase angle synchronous motion

圖13 不同運動模式下結(jié)構(gòu)振動對比Fig.13 Structural vibrations of different working conditions

圖13對比工況2、工況3和工況4打舵時，液壓缸基座的結(jié)構(gòu)振動。兩泵源完全一致，因此工況2和工況4打舵，操舵速度一致；工況3打舵，僅為工況2操舵速度的一半。由于泵源轉(zhuǎn)速不同，各工況的一階線譜頻率點不同，讀取各階線譜頻率點及幅值如表1所示。

表1 各工況線譜幅值對比

根據(jù)表1中數(shù)據(jù)可知：①錯相位合流大幅度衰減了一階線譜幅值，將最高線譜幅值遷移至二階諧頻處；②錯相位合流在提升舵速的同時最高線譜幅值并未增加。

對比4種運行工況下6個測點10 Hz～10 kHz頻段內(nèi)的結(jié)構(gòu)振動總級，結(jié)果如表2所示。

表2 不同運動工況下結(jié)構(gòu)振動 總級對比(10 Hz～10 kHz)Tab.2 Comparison of structural vibration levels under different operation conditions(10 Hz～10 kHz) dB

注：①由于測試原因，工況1和工況2未記錄到測點5數(shù)據(jù)；②樣機處于研制階段，為脫密處理，表中數(shù)據(jù)進行了等比例縮放，相對大小不變。

根據(jù)表2數(shù)據(jù)可知：①工況2與工況3對比，操舵速度提升一倍，結(jié)構(gòu)振動總級并未增加；②對比工況2和工況4，相同操舵速度下，通過兩泵源錯相位同步運行，結(jié)構(gòu)振動總級最大可降低7 dB；③工況1和工況2對比，調(diào)整同步運行初始相位差錯相位同步運行，結(jié)構(gòu)振動總級最大可相差5.7 dB。

綜合上述試驗結(jié)果，可知：①通過輔助泵源錯相位運行可大幅度衰減電液舵機基座結(jié)構(gòu)振動的一階線譜幅值；②通過改變運行策略，雙泵源同步運行，能夠?qū)崿F(xiàn)舵速提升一倍而結(jié)構(gòu)振動總級基本不變；③采取的同步控制策略有效，基于雙泵源同步運行的流量脈動控制措施可工程化應(yīng)用。

4 結(jié)論

結(jié)合現(xiàn)有泵源雙冗余電液舵機，改進系統(tǒng)控制策略和運行工況，在實現(xiàn)雙泵源有效同步的基礎(chǔ)上，降低了系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)振動噪聲，尤其是一階線譜振動。經(jīng)過理論分析和試驗驗證，得出以下結(jié)論：

1)基于輔助泵源抵消主油路壓力脈動的思路和方法可行，可使現(xiàn)結(jié)構(gòu)振動總級降低3～5 dB，其中一階線譜最大可衰減約23 dB；

2)系統(tǒng)線譜振動在奇數(shù)次諧波點衰減時，偶數(shù)次會略有加劇。

本文是以現(xiàn)有電液舵機為基礎(chǔ)，改進運行方式達到了降低振動的目的。該方法為衰減流體系統(tǒng)流量脈動提供了一種新措施，后續(xù)設(shè)計可考慮采用小排量輔助泵源，降低對系統(tǒng)運行工況的影響。