第一篇：船用液壓舵機系統設計說明書
重慶大學 碩士學位論文
船舶液壓舵機系統設計研究
姓名：王月
申請學位級別：碩士 專業：機械設計與自動化
指導教師：陳波
2012-06 重慶大學碩士學位論文
中文摘要
摘要
我國改革開放后與國外貿易量逐年增大，尤其是加入WTO后進入了快速發展
階段，海運事業隨著世界貿易的增長而快速發展，船舶行業隨之迎來了黃金時期。但我國船舶配套設備制造能力一直滯后船舶主體制造能力，現已成為船舶行業快 速發展的瓶頸。舵機是控制船舶航向的重要設備，其性能的好壞對于船舶運動的 控制起著非常關鍵的作用。但目前國內對于船舶舵機的研究大多集中于船舶航向 及舵跡控制方面，對于舵機本身的運動轉換機構、液壓傳動及電氣控制方面研究 卻相對較少。因此，研究開發高性能船舶舵機并實現量產，對于我國船舶行業配 套能力的加強、競爭力的提高具有重要意義。
本文通過分析研究船舶舵機作用原理及目前常用轉舵機構，提出采用滾珠逆 螺旋機構作為轉舵機構，構建新式舵機。根據船舶對舵機要求及螺旋作動器實際 需要，進行深入分析比較后，設計了舵機液壓傳動原理圖，確定了電氣控制方案。對舵機液壓系統進行必要的簡化后，分別建立了比例閥環節，閥控缸環節及角度 傳感器等環節的數學模型，經適當變換最終得到了舵機的數學模型，并對舵機系 統的穩定性進行了分析。由于舵機閉環時域響應緩慢，且船舶在航行過程中受風、海浪等不確定因素影響，所以采用了不依賴對象模型的模糊PID校正，設計了模 糊PID控制器。運用MATLAB軟件中的Simulink工具箱建立了系統動態仿真模型，并對系統進行了仿真分析。根據船舶舵機需遠距離傳送信號且干擾源多的情況，采取了操作室與舵機室分散控制，通過CAN總線連接通信的控制方式，有效提高 了控制及反饋信號傳送的速率與質量。設計了主電路圖、CANopen主站控制原理 圖、CANopen從站控制原理圖。
本文設計的船舶舵機系統，采用了新型轉舵機構，有效減小了舵機體積及重 量；采用了電液比例控制，能有效提高船舶航行時舵角的定位精度，降低航行能 耗，減小換向沖擊及噪聲；將傳統的PID校正與先進的模糊控制相結合，提高了 舵機的動態性能，增強舵機自適應能力；采用現場總線傳輸信號，提高了數據傳 輸速度及可靠性。對高性能船舶舵機的設計據有一定的指導意義。
關鍵詞：船舶舵機，建模，模糊PID，仿真分析，PLC控制
I 重慶大學碩士學位論文
英文摘要
ABSTRACT
Chinese foreign trade volume increasing year by year by reform and opening up，in particular after accession to WTO foreign trade has entered a stage of rapid
development.The shipbuilding industry has also entered in golden age along with fast development of shipping industry, but Chinese ship auxiliary equipment manufacturing capacity is lagging far behind the main vessel.It has become a bottleneck in the rapid development of shipbuilding industry.Steering gear is one of the most important equipment for controlling ships.Its good or bad performance plays a key role for ship motion control.But up to now domestic researchers for the steering gear studies are focused on how to control the ship heading and rudder track.There is a lack of
researching hydraulic and electrical control about the steering gear.Therefore, research and development high-performance steering gear and achieve the mass production finally.It has great significance for strengthening competitiveness of Chinese shipbuilding industry.Principle and current condition of marine steering gear were analyzed in this paper.First, introduced structure of marine steering gears which were used commonly, choosed ball rotary-oscillating actuator as the new steering gear.According to
requirements and actual needs, designed the schematic of fluid drive and the electrical control program after analyzed and compared the system seriously.The hydraulic system of steering gear was simplified.Corresponding mathematical models of proportional valve, valve control cylinder, angle sensor areas and other sectors were established.Mathematical model of the control system was ultimately made out and analyzed stability of steering gear system.As time domain response is slow of the servo loop and the ship affected by the wind, waves and other uncertain factors during voyaging.So used the fuzzy PID control and designed a fuzzy PID controller for this system.Dynamic model was established by using the Simulink toolbox in MATLAB software.Finally, used MATLAB software to carry through dynamic simulation and analyzed dynamic characteristics.Because steering signal is remote transmission in the ship.So adopted the operating room and steering gear room were decentralized control.The rooms were connected via CAN-bus.The control and feedback signals transmission speed and quality effectively were improved by CAN-bus.The main circuit, CANopen master control diagram and CANopen slave control principle were designed.II 重慶大學碩士學位論文
英文摘要
In this paper steering gear was designed.Using electro-hydraulic proportional
control, it can improve the positioning accuracy when the ship voyaging, and reduce impact and noise.Applying fuzzy PID control strategy, it can improve the dynamic performance of steering gear and enhance adaptive capacity of steering gear.Using field bus, it can increase data transmission speed and reliability.This paper has guiding significance for the design of small and medium steering gear.Keyword：
Ship Steering Gear, Modeling, Fuzzy PID, Simulation, PLC Control III 重慶大學碩士學位論文
緒論 緒
論
1.1 船舶舵機介紹
1.1.1 舵機作用原理
舵機是船舶上的一種大甲板機械，是船舶最重要的輔機之一，用于控制船
舶航向。其對船舶的作用原理如圖1.1所示
圖1.1 舵作用原理
Fig.1.1 Action principle of steering gear
舵葉在水中的受力如圖1.1所示。圖中
摩擦力；
LF
NF
—舵葉兩側水壓力（舵壓力）；
rF
—
—升力；
DF
—阻力。在正舵位置，即舵轉角0α=時。舵葉兩側所受 的水作用力相等，對船的運動方向不產生影響。當舵葉偏轉任一角度α，兩側水 流如圖1.1（a）所示。水流繞流舵葉時的流程在背水面就要比迎水面長，背水面 的流速也就較迎水面大，而其上的靜壓力也就較迎水面要小。舵葉兩側所受水壓 力的合力稱為舵壓力，的背水面。除
NF
NF
將垂直于舵葉，作用于舵葉的壓力中心
o，并指向舵葉
rF
外，水流對舵葉還會產生與舵葉中線方向一致的摩擦力。
NF 當舵葉偏轉舵角α后，在舵葉的壓力中心 o 上，就會產生一個大小等于
合力的水作用力 F。F 可分解為與水流方向垂直的升力 力 DF
LF
與
rF
和與水流方向平行的阻
：
LLFCAv
DDFCAv
ρ=
（1.1）
ρ=（1.2）
= xxCb
（1.3）
式中：
LC，DC，xC
分別為升力、阻力、壓力中心系數，其大小隨舵角而變，與舵葉幾何形狀有關，由模型試驗測定；ρ—水的密度；A—舵葉的單側浸水面積； 重慶大學碩士學位論文
緒論
v —舵葉處的水流速度； b —舵葉平均寬度。
在圖1.1（b）中，我們假設在船舶重心 G 處加上一對方向相反而數值均等于
F
F的力1F、2。那么水作用力 F 對船體的作用，可用水作用力對船舶重心所產生的
力矩 sM
F和2的作用來代替。
sM 由 F 和1F
形成的力矩
迫使船舶繞其重心向偏舵方向回轉，稱為轉船力矩
(sM)。
21()sin
ααρ=++≈=
（1.4）
sLcDcLLMFlXconFXFlCAvl
式中： l —舵桿軸線至船舶重心的距離； cX— 舵壓力中心至舵桿軸線的距離。
由式（1.4）可知：轉船力矩
sM
隨舵角α的增大而增大，并在達到某一舵角時
M
； 出現極大值max
sM
出現極大值時的舵角數值與舵葉的幾何形狀有關，并主要取
決于舵葉的展弦比λ(λ=舵葉高度 A ／舵葉平均寬度 b)。λ越小，繞流的影響就越 大，即在同樣舵角上所產生的舵壓力越小，而達到最大轉船力矩時的舵角就越大。舵葉的展弦比值受到船舶吃水及船尾形狀等條件限制。海船(λ=2～2.5)，max M 舵角多介于30~35 角之間。
oo 的 舵
M
出現在35~45 之間，規定35 ；河船(λ=1.0～2.0)，max
o oo
F2
則可分解為 R 和 T 兩個分力，縱向分力2sinRF
TF 力；橫向分力2cos
α=，增加了船舶前進的阻
α=，使船向偏舵的相反方向漂移。由于水作用力 F 一般與
船舶的重心G并不在同一水平面上，所以船在轉向的同時，還存在著橫傾與縱傾 力矩。
在舵勻速轉動時，需要的轉舵扭矩 M（操舵裝置對舵桿施加的力矩）即應等 于舵的水動力矩 aM和舵各支承處的總摩擦扭矩 的代數和，即：
fM
=+ afMMM
（1.5）
aM 表示舵壓力
NF
對舵桿軸線所產生的力矩（稱為舵的水動力矩），對于普通
=
平衡舵(0.15~0.2)faMM
在舵機設計時，確定舵機結構尺寸和工作參數的基本依據是公稱轉舵扭矩。
公稱轉舵扭矩指在規定的最大舵角時所能輸出的最大扭矩，是根據船舶在最深航 海吃水和以最大營運航速前進時，將舵轉到最大舵角所需要的扭矩來確定的。
1.1.2 船舶對舵機的要求
舵機是保持或改變船舶航向，保證安全航行的重要設備，一旦失靈，船即會
失去控制，甚至事故。因此，我國《鋼質海船入級與建造規范》(1996)根據（國際 海上人命安全公約）（SOLAS公約）的規定，對舵機的基本技術要求是：
① 必須具有一套主操舵裝置和一套輔操舵裝置；或主操舵裝置有兩套以上的
動力設備，當其中之一失效時，另一套應能迅速投入工作。主操舵裝置應具有足 重慶大學碩士學位論文
緒論
夠的強度并能在船舶處于最深航海吃水并以最大營運航速前進時將舵自任何一舷
o 35o 轉至另一舷的35，并且于相同的條件下，自一舷的35
o
轉至另一舷的30 所需
o 的時間不超過28 s。此外，在船以最大速度后退時應不致損壞。輔助操舵裝置應具 有足夠的強度，且能在船舶處于最深航海吃水，并以最大營運航速的一半且不小
o o 于7 kn 前進時，能在不超過60 s 內將舵自任一舷的15 轉至另一舷的15。
② 主操舵裝置應在駕駛臺和舵機室都設有控制器；當主操舵裝置設置兩臺動
力設備時，應設有兩套相對獨立的控制系統。但如果采用液壓遙控系統，除1萬
Gt
以上的油輪(包括化學品船、液化氣船，下同)外，不必設置第二套獨立的控制系統。
③ 操舵裝置應設有有效的舵角限位器。以動力轉舵的操舵裝置，應裝設限位
開關或類似設備，使舵在到達舵角限位器前停住。
④ 能被隔斷的、由于動力源或外力作用能產生壓力的液壓系統任何部分均應
設置安全閥。安全閥開啟壓力應不小于1.25倍最大工作壓力；安全閥能夠排出的 量應不小于液壓泵總流量的110％，在此情況下，壓力的升高不應超過開啟壓力的
10％，且不應超過設計壓力值。
1.2 研究的意義及目的
我國的船舶行業正處在快速發展階段，已連續十余年保持世界第三大造船國 的地位，世界造船中心向中國轉移的趨勢日益加快。尤其是2006年以來，我國承 接船舶訂單占世界市場份額大幅攀升，全年利潤增速在50％以上，有關專家預計： 到2010年，我國造船能力將達到2100萬載重噸，造船產量占世界市場份額的25% 以上，本土生產的船用設備平均裝船率達到40%以上，實現船用設備年銷售收入
500億元。但我國造船業在保持高速增長的同時，弊端也逐漸暴露出來，特別是船
舶配套設備制造能力不足，加上船舶配套業競爭形勢日益激烈，國外配套企業發 展步伐加快，嚴重制約和壓縮了我國船用配套業發展空間。據了解，目前我國船 舶自主配套率平均只有40%左右，與日本的98%、韓國的90%相比，差距相當大。
LPG船、化學品船、大型集裝箱船等高端市場的自主配套率平均不足20%。國內
船舶主機目前缺口達50%～70%。近年來雖然突破了一些重點船用配套設備關鍵制 造技術，但是大型船用配套設備和關鍵零部件生產能力不足，無自主知識產權的 船用設備、品牌產品都需要進口，這都較大地削弱我國船舶行業的發展速度[1,2]。舵機關系到船舶的安全、穩定，是船舶的核心設備之一。雖然現階段國內研究機 構已經對船舶舵機系統已經進行了較多的研究，但大多集中于對自動舵、航跡舵 等舵機控制方法上的研究。對于開發設計體積小，重量輕，效率高，反應迅速快，控制精度高的船舶舵機做的工作卻相對較少。而生產企業正在批量生產的卻還是 國外70～80年代的低端產品，產品附加值低，市場競爭力很弱，科研與生產實際 重慶大學碩士學位論文
緒論
已嚴重脫節。因此，在重慶市科委的領導下，重慶大學與重慶液壓件廠合作，對 舵機運動轉換機構、液壓及控制系統進行深入研究，開發高性能船舶液壓舵機，這對中高檔船舶配套設備的國產化具有重要意義。
本課題以船舶舵機運動轉換機構、液壓傳動系統及控制系統為研究對象。提
出一種結構新穎、體積小，重量輕、舵角定位精度高，PLC控制與現場總線控制 相結合的新式船舶舵機。深入分析液壓傳動原理，研究舵機控制原理及其控制理 論，采用先進的控制方案。最終實現高性能液壓舵機的批量生產。
1.3 國內外研究現狀[2～9]
船舶在應用液壓傳動之前，采用的是蒸汽傳動和電氣傳動。1916年美國在“新
墨西哥”號戰艦上首次使用了液壓舵機。在第二次世界大戰期間，液壓傳動因具有 響應速度快、剛度大、抗干擾能力強、執行機構的功率—重量比和扭矩—慣量比 大等優點而受到重視，使得其在軍艦舵機、潛艇控制系統及航母的控制系統中占 有重要地位。二戰后隨著軍用技術轉為民用，一般的客輪、貨輪也開始廣泛使用 液壓舵機，五十年代后期，進一步發展了電液傳動系統，這對減輕操舵人員的勞 動強度改善操舵條件，簡化舵機結構具有重要意義。八十年代是舵機更新換代的 十年，引起這種更新的原因主要有兩方面。最直接的原因是：1978年裝有22萬噸 輕原油的美國油輪“阿莫戈·卡迪茲”號在途經法國西北海面時因舵機失靈而觸礁，造成嚴重污染和重大經濟損失。為此，舵機在緊急情況下的可靠性引起了國際上 的普遍關注。經過一段時間醞釀，l981年國際海事會議正式通過了對l974年SOLAS 公約的修正案，其中對舵機的要求提出了重要的新條款。舵機更新的另一原因，是液壓傳動技術從七十年代以來一直在迅速發展，產品的高壓化和集成化不斷取 得進展，邏輯閥等新型液壓元件開始應用于舵機和其它船用液壓裝置中，另外，舵機電氣遙控系統的技術也更趨成熟，不僅淘汰了液壓遙控系統，而且使傳統的 浮動桿機械追隨機構也顯得陳舊。進入八十年代以來，世界舵機主要制造廠家都 開始認真檢查其產品，并按1981年修正案的要求重新設計各自的舵機，力爭在市 場上保持較大的競爭優勢。新一代的舵機的性能和可靠性更趨完善。目前國外舵 機最新變化動向如下。
① 普遍設置了兩套液壓系統，且具有人工和自動隔離裝置。西德哈特拉帕公
司生產的自動隔離裝置：如工作中因某套系統管路破裂或其它原因而嚴重失油時，相應油柜中的液位開關就會動作報警，并在經過30秒或更長時間(視漏泄程度而 定)，另一個更低的液位開關就會動作使工作泵組切換。挪威富利登波公司認為上 述方案使設備復雜化，產品價格較貴，而且某些閥正常工作時長期不動，緊急情 況能否正常動作便難于保證，因而又提出了一種僅采用二個主油路自動鎖閉閥來 重慶大學碩士學位論文
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隔離損壞的油路系統的方案。這種方案僅適臺于轉葉式油缸，它在缸體內部設有 油路連通相應油腔，但如果一對油腔密封損壞時，并不能使之與工作油路隔離。顯然，單缸體的轉葉式油缸如發生故障，如密封損壞、動葉斷裂等，是不能按“單 項故障原則”迅速恢復工作的，因此它不能用于10萬載重噸以上的油輪。為此，日 本三井—ABG公司提出了雙油缸體轉葉舵機的設計，它將二個轉葉油缸迭置在同 一舵桿上方，其二套油路系統之一可以被隔離和旁通，以適應10萬載重噸以上油 輪的要求。
② 閥控型舵機的應用功率范圍在擴大，性能也在改善。閥控型舵機因穩舵時
主油泵仍需全流量工作，雖然排出壓力小，但仍要消耗一定的功率，故經濟性較 差；而且換向時液壓沖擊大，故過去多用于功率較小的舵機。現在隨著閥控型舵 機設計的改善，扭矩范圍也有了顯著提高。例如西德哈特拉帕R系列閥控型舵機最 大公稱扭矩已達到1200KN.m，完全能勝任一般數萬噸級海船的需要。
③ 新型液壓閥件的應用。隨著液壓技術迅速進步，從60年代末開始，能根據
電氣信號的變化對液壓油流向及壓力、流量進行連續的、按比例的遠程控制的比 例閥迅速發展；70年代為解決大流量(200L/min以上)系統控制集成化的困難，邏輯 閥(又稱二通插裝閥)也迅速發展。這些元件不僅開始在工程船液壓傳動裝置中出 現，也開始用于液壓舵機。日本川崎泵控型舵機的液壓系統即使用了邏輯閥。丹 麥狄沙麥潤四缸活塞式舵機的控制系統中使用了比例方向閥，取消了機械追隨機 構，從而轉舵精度可達土1/6o，比普通電磁換向閥控制精度提高了兩倍以上。
④ 船舶自動舵控制技術的發展。1921年德國安修斯公司發明了自動操舵儀，即利用羅經的電訊號，通過繼電器、機械結構來實現控制船舶舵機。由于自動操 舵儀能夠自動駕駛船舶，按給定航向航行而且具備航向精度高，能節約能源，并 且把人從繁重人工操舵中解放出來。1930年蘇聯也相繼研究出以電羅經為航向接 收訊號的自動操舵儀，這一產品的問世引起了航運界的重視，各先進資本主義國 家也形成了研究機構和一批知名企業。到目前為止只有少數經濟發達資本主義國 家，如美國、德國、英國臺卡、日本北辰以及蘇聯沙姆希特掌握了這項技術，并 形成名牌產品。自動舵的發展大致經歷四代：
1920年和1923年德國的Aushutz和美國的Sperry分別率先推出了獨立研制成 的機械式自動操舵儀，該產品所采用的是經典控制理論中最簡單最原始的比例放 大控制規律。這種自動舵被稱為第一代自動舵。
20世紀50年代，經典理論達到了旺盛時期，經典控制理論有著各種控制方法，其中最重要最典型而且在工業生產中最常用的一種是比例—微分—積分(PID)控 制。伴隨著經典控制理論的發展，PID舵在50年代開始發展起來。1950年日本研制 出“北辰”自動舵，1952年美國研制出新型的Sperry自動舵，采用的都是PID控制規 重慶大學碩士學位論文
緒論
律。由于P調節器不需要詳細的有關受控過程的知識，且具有結構簡單、參數易于 調整和具有固有的魯棒性等特點，PID舵得到了廣泛的認可，幾乎所有的船舶都裝 有這種操舵儀。這種自動舵被稱為第二代自動舵。
到了70年代，由于自適應理論和計算機技術得到了發展，人們注意到將自適
應理論引入船舶操縱成為可能，紛紛將自適應舵從實驗室裝到實驗船上，正式形 成了第三代自動舵。自適應舵在提高控制精度、減少能源消耗方面取得了一定的 成績，但自適應控制系統比常規的控制系統要復雜得多，其魯棒性、收斂性等尚 未得到證明。
對有限維、線性和時不變的控制過程，傳統的控制方法是非常有效的。由于
實際船舶系統常具有不確定性、非線性、非穩定性和復雜性，很難建立精確的模 型方程，甚至不能直接進行分析和表示。自適應控制的穩定性和魯棒性在實際應 用中還無法完全達到要求，但熟練的舵手運用他們的操舵經驗和智慧，能有效地 控制船舶。為此，從80年代開始，人們就開始尋找類似于人工操舵的方法，這種 自動舵就是第四代的智能舵。
古代中國是當時造船和航海的先驅。春秋戰國時期就有了造船工場，能夠制
造戰船；漢代已能制造帶舵的樓船；唐、宋時期，河船和海船都有突出的發展，發明了水密隔壁；明朝的鄭和七次下西洋的寶船，在尺度、性能和遠航范圍方面，都居世界領先地位。到近代，中國造船業發展遲緩，鴉片戰爭爆發后，國人才逐 漸意識到船舶工業的落后，1865～1866年，清政府相繼創辦江南制造總局和福州
船政局，建造了“保民”“建威”“平?！钡溶娕灪汀敖隆薄敖A”等長江客貨船。盡管中 國早就有建造萬噸級機動船舶的記錄，能自制船用蒸汽往復機以及由其驅動的機 艙輔機，甲板機械等。但由于舊中國工業基礎薄弱，船舶配套設備的生產基本依 靠國外，從基礎的螺釘、墊圈等小五金到高級的雷達、導航儀等都依賴進口，船 舶行業基本停留在組裝及維修的階段。至新中國成立前夕，全國鋼質船舶的平均 年造船量僅1萬噸左右。
全國解放后，我國成立重工業部船舶工業局，集中力量建造蘇聯轉讓的艦艇。
63年成立六機部，組建國產化協作機制，造船從仿制改進到自行研制（研制出核
潛艇、遠洋探測船、萬噸輪等），但該機構在文革時期遭到了重創。改革開放后，尤其是近十年來我國船舶行業進入了快速發展階段。然而科研及生產單位更多的 集中于船舶主體的設計制造，對船舶主要輔件舵機尤其是高性能的自適應舵的研 究還在起步階段。雖然近幾年來，有關單位開展了對自適應舵的研究工作，發表 了一些設計方案，仿真研究結果和產品，其中具有代表性的是上海欣業船舶電器 廠科技人員和上海交通大學船電專業教授們共同開發的HD—8A數控自動操舵儀，但一直未出現有影響力的品牌或產品。重慶大學碩士學位論文
緒論
1.4 主要研究內容
本課題針對當前舵機體積大、質量重、舵角定位精度不高、控制系統復雜且 可靠性差等問題，應用先進的傳動機構，采用適應性強的控制方法，設計一套體 積小、質量輕、定位精度高、動態特性好、控制系統穩定可靠的舵機。具體地講，本課題主要探討和研究了以下幾個方面的內容：
① 運動轉換機構的選擇。綜合分析了國內外現有轉舵機構的特點及存在的問 題，根據舵機要求體積小、質量輕、傳動效率高等特點，選擇滾珠螺旋作動器作 為運動轉換機構。
② 液壓系統的設計。為提高舵機轉角精度，提高系統集成度及可控性，降低 換向沖擊。通過分析現有液壓驅動系統，設計了以電液比例閥為核心的液壓回路。
③ 電氣控制系統研究。由于舵機操舵室與舵機室距離遠，且中間干擾源多，設計了以PLC作為控制單元，通過CAN總線傳輸信號的控制方式，有效解決了 舵機控制器可靠性及控制信號傳輸的速度慢及質量不高等問題。
④ 控制算法研究。應用現代控制理論，將傳統的PID控制與模糊控制相結合，設計了舵機的模糊PID控制器，提高了控制器的精確性與適應性。并建立舵機系 統的數學模型，對系統的動態性能進行了仿真分析。重慶大學碩士學位論文
系統方案設計 系統方案設計
船舶舵機主要有有運動轉換機構、液壓驅動系統及控制系統三大部分組成。
如圖2.1所示。
圖2.1 船舶舵機系統組成Fig.2.1 Component of steering gear
2.1 轉舵機構
轉舵機構是將油泵供給的液壓能變為轉動舵桿機械能的一種機構，目前常用 的機構，按推動舵葉偏轉時動作方式不同，可分為兩大類：往復式和回轉式。
① 往復式轉舵機構。其結構形式主要有滑式、滾輪式及擺缸式。
1）滑式轉舵機構
它是應用最廣的一種傳統轉舵型式，它又有十字頭式和撥叉式之分。十字頭式 轉舵機構由轉舵油缸、插入油缸中的撞桿以及與舵柄相連接的十字形滑動接頭等 組成，當轉舵扭矩較小時常用雙向雙缸單撞桿的型式，而當轉舵扭矩較大時，多 采用四缸、雙撞桿的結構。其單邊結構圖如圖2.2所示。
圖2.2 十字頭式轉舵機構
Fig.2.2 Crosshead-style steering structure 重慶大學碩士學位論文
系統方案設計
當舵轉至任意舵角α時，為克服水動力矩所造成的力' 在十字頭上將受到撞桿兩端油壓差的作用力
Q，(與舵柄方向垂直)。
P，力 P 與' Q 作用方向不在同一直線
上，導板必將產生反作用力 N，以使 P 和 N 的合力 Q 恰與力' Q 方向相反，從而產 生轉舵扭矩以克服水動力矩和摩擦扭矩。其轉舵力矩：
RDzpRP πη 00 m
MzQRz===
ηη mm
（2.1）
2coscos4cos
ααα
上式表明：在撞桿直徑 D，舵柄最小工作長度0 R 和撞桿兩側油壓差 P 既定的
情況下，轉舵扭矩 M 隨舵角α的增大而增大。這種扭矩特性與舵的水動力矩的變 化趨勢相適應，當公稱轉舵扭矩既定時，滑式轉舵機構最大工作油壓較其它轉舵 機構要小。撥叉式與十字頭式原理類似。
2）滾輪式轉舵機構
圖2.3滾輪式轉舵機構
Fig.2.3 Roller steering structure
滾輪式轉舵機構的結構特點：在舵柄端部以滾輪代替滑式機構中的十字頭或撥 叉。受油壓推動的撞桿，以頂部頂動滾輪，使舵柄轉動。這種機構不論舵角α如 何變化，通過撞桿端面與滾輪表面的接觸線作用到舵柄上的推力 桿端面，而不會產生側推力。其轉舵力矩可寫為：
P 始終垂直于撞
π 2
ηηα00cos4mmMzQRDzpR ==
（2.2）
上式表明：當 D、R0
和 P 既定時，滾輪式轉舵機構所能產生的轉舵扭矩將隨α的增大而減小。扭矩特性在坐標圖上是一條向下彎的曲線。在最大舵角時，水動 力矩較大，而滾輪式這時所產生的扭矩反而最小，只達到滑式機構的55%左右。但滾輪式與滑式相比，撞桿與舵柄之間沒有約束，無側推力，且結構簡單，加工 容易，安裝、拆修都較滑式方便。
3）擺缸式轉舵機構 重慶大學碩士學位論文
系統方案設計
圖2.4 擺缸式轉舵機構
Fig.2.4 Swing-cylinder steering structure
擺缸式轉舵機構結構特點：采用兩個擺動式油缸和雙作用的活塞(也可單作
用)。轉舵時，活塞在油壓下往復運動，兩油缸相應擺動，通過與活塞桿鉸接的舵 柄推動舵葉偏轉。由于轉舵時缸體必須作相應擺動，必須采用有撓性的高壓軟管。
擺缸式機構轉舵時，油缸擺角β將隨油缸的安裝角(中舵時油缸擺角)和舵轉角α而 變。一般使中舵時β最大，最大舵角時β為零或接近于零。但不論舵角α如何，β
角總是很小。如果忽略β，擺缸式與滾輪式扭矩特性相同，所以一般應用于功率不 大的舵機中。
② 回轉式轉舵機構[9～11]。目前回轉式主要以轉葉式機構為主。
圖2.5 轉葉式轉舵機構
Fig.2.5 Rotating blade steering structure 重慶大學碩士學位論文
系統方案設計
圖2.5所示為三轉葉式轉舵機構，油缸內部裝有三個定葉，通過橡皮緩沖器安
裝在船體上三個轉葉與舵桿相固接，由于轉葉與缸體內壁和上、下端蓋之間，及 定葉與轉轂外緣和上、下端蓋之間，均設法保持密封，故借轉葉和定葉將油缸內 部分隔成為六個小室。當經油管6從三個小室吸油，并排油入另外三個小室，轉 葉就會在液壓作用下通過輪轂帶動舵桿和舵葉偏轉。其轉舵力矩：
0 mMzPAR
η=
（2.3）
上式表明：轉葉式機構所能產生的轉舵扭矩與舵角無關，扭矩特性在坐標圖
上是一條與橫坐標平行的直線。其優點是：(1)占地面積?。s為往復式的1/4），重量輕（約為往復式1/5），安裝方便。(2)無須外部潤滑，管理簡便，舵桿不受側 推力，可減輕舵承磨損。(3)扭矩特性不如滑式，比滾輪式和擺缸式好。但其內泄 漏部位較多。密封不如往復式容易解決，造成容積效率低，油壓較高時更為突出。
往復式與回轉式轉舵機構，轉舵力矩與轉角關系如圖2.6所示[12]。
圖2.6 轉舵力矩與轉角關系
Fig.2.6 Relationship of steering torque and rotation
③新型轉舵機構[13,14]
重慶大學機械傳動國家重點實驗室梁錫昌等老師發明了滾珠螺旋作動器，其
是針對現代高性能飛機對前緣襟翼驅動系統提出的體積小、重量輕、承載能力大、工作可靠和維修方便等要求，從縮短傳動鏈出發，把液壓傳動和滾珠螺旋傳動巧 妙的結合起來，所發明的一種新型傳動機構。該機構如圖2.7所示，由液壓缸、傳 動軸、滾珠副等部分組成。重慶大學碩士學位論文
系統方案設計
圖2.7 滾珠直旋作動器
Fig.2.7 Rotary actuator ball straight
其結構特點：用液壓缸驅動作動器，可以應用液壓缸現有技術：密封性能好，油液泄漏量小，可達到較高的工作壓力，加工簡單、技術成熟。采用該機構作為 轉舵機構后，不論舵角如何變化，都無側推力作用。作動器采用滾珠副，機械傳 動效率高且結構緊湊、占地面積?。w積僅為轉葉式1/2）。這種新型轉舵機構既 擁有轉葉式舵機的優點，又克服了其泄漏量大，不適合用于高壓的缺點。其轉動 力矩：
MFdPAd
00tan2tan2
ληλη=×××=××××
（2.4）
d
—螺旋作 式中： P —液壓缸兩側油壓差； A —液壓缸活塞有效作用面積；0動器直徑；λ—逆螺旋機構螺旋升角；η—總效率，一般為0.85～0.9。
上式表明：基于滾珠逆螺旋的轉舵機構所產生的轉舵扭矩與舵角無關，扭矩
特性與轉葉式類似，在坐標圖上是一條與橫坐標平行的直線。雖然該機構優勢明 顯，但由于滾珠逆螺旋傳動軸直接與舵桿相連，雖然液壓及控制系統可以冗余設 計，但作動器以及液壓缸卻只能一個。所以滾珠螺旋作動器，現階段不適合作為 巨型船舶的轉舵機構。本文設計的就是基于此種轉舵機構的舵機。
2.2 液壓系統方案[15～28]
由于作動器需要液壓缸驅動其動作，所以需要設計一個合適的液壓系統，使
舵機達到更好的性能?，F有液壓舵機的種類很多，按控制方式分可分為：泵控和 閥控。泵控系統又稱容積控制系統，其實質是用控制閥去控制變量液壓泵的變量 機構，由于無節流和溢流損失，故效率較高，且剛性大，但其響應速度較慢、結 構復雜，適用于功率大而響應速度要求不高的控制場合。一般轉舵力矩大于
400KN.m的船舶采用這種控制方式。閥控系統又稱節流控制系統，其主要控制元
件是液壓控制閥，具有響應快、控制精度高的優點，缺點是效率低，特別適合中 重慶大學碩士學位論文
系統方案設計
小功率快速、高精度控制系統使用。由于此舵機是針對中小型，轉舵力矩在
400KN.m以下的船舶，所以適合采用閥控系統。
液壓閥，按大類可分為電液控制閥和普通電磁閥。電液控制閥是液壓技術與
電子技術相結合的產物。由其代替普通電磁閥，可簡化液壓系統結構，增強液壓 與電氣控制系統的集合能力，提高可控性。按照使用的閥不同，可分為伺服控制 系統（控制元件為伺服閥）、比例控制系統（控制元件為比例閥）和數字控制系統（控制元件為數字閥）。電液控制閥是電液控制系統的心臟，其既是系統中電氣控 制部分與液壓執行部分間的接口，又是實現用小功率信號控制大功率的放大元件，其性能直接影響甚至決定著整個系統的特性。
上述三種不同的電液控制閥的性能比較如表2.1所列。
表2.1 電液控制閥的性能比較
Table2.1 Performance of electro-hydraulic control valve
項目 電液伺服閥 電液比例閥 電液數字閥
功能 壓力、流量、方向及其
混合控制
壓力、流量、方向及其
混合控制
壓力、流量、方向及
其混合控制
電氣-機械轉換 力或力矩馬達，功耗小比例電磁鐵，功耗中 步進電機、高速開關
過濾精度 1~5 滯環/% 約1 3 0.1<
動態響應 高（100～500HZ）中（頻寬10～150HZ）較低
中位死區 無 不大于20% 有
控制放大器及計
算機接口
價格因子 3 1 1
應用領域 多應用于閉環控制 多用于開環控制，也用
于閉環控制
既可開環控制，也可
閉環控制
伺服放大器需專門設 計，需要數模轉換
比例放大器一般與閥配 套供應，需要數模轉換
可直接與計算機接口 連接，無需數模轉換
μ m約
μ m無特殊要求
由表2.1可看出伺服閥具有死區小，靈敏度高，動態響應速度快，控制精度高
等優點；但由于其結構特點導致中位泄漏量大，閥的負載剛性差，抗污染能力差，且其價格相對較高。電液比例控制閥是介于普通液壓閥和電液伺服閥之間的一種 液壓控制閥，與手動調節和通斷控制的普通電磁閥相比，它能顯著的簡化液壓系 統，實現復雜程序和運動的控制，通過電信號實現遠距離控制，大大提高液壓系 統的控制水平；與伺服閥及電液數字閥相比盡管其動態、靜態性能有些遜色，但 在結構與成本上具有明顯優勢，且目前在市場上數字閥產品較少見。重慶大學碩士學位論文
系統方案設計
比例閥相對于現在船舶上用的較多的普通電磁換向閥的優勢主要有：1.定位精
度高，可以以較小的舵角保持航向。這意味著速度損失小，相應地節省了能源。
2.換向平穩，舵機避免了壓力沖擊。這意味著裝置磨損小，減小了維修保養費用。3.快速地換裝專用閥塊，使舵機裝置現代化。提高了舊船的經濟性能。綜合上述對
比分析，結合本課題的研究特點選用比例換向閥作為本系統的主控閥。
比例方向控制閥一般要求進油與回油壓降相等，如果壓降不等，則液壓缸進
退過程的速度剛性不同，而且在閥換向瞬間會產生較大的換向沖擊；如果采用非 對稱缸和閥開口非對稱的比例閥，由于舵工作的不同階段所需流量差別較大，所 需最大驅動功率就較大，電機及泵的體積、重量都大增，功率損耗也隨之增大； 為使舵機的體積質量更小，功率損失更低，建議首先考慮雙活塞桿液壓缸。
根據船舶對舵機的要求及系統實際需要，設計了作動器驅動液壓回路如圖2.8
所示。此液壓回路中，泵2供油，單向閥7防止油液倒灌，電磁溢流閥4調定油 液工作壓力并在系統無控制信號輸出時使泵卸載，壓力表開關5保護壓力表，壓 力表6顯示液壓系統壓力，精過濾器8保護比例方向閥，比例方向閥9控制液壓 缸運動方向及運動速度，液壓鎖10防止舵在受到意外沖擊時損壞比例閥，并可短 暫隔離左側回路與右側回路油路，在油路發生故障時截止閥11屏蔽損壞回路，液 壓缸12用于驅動螺旋作動器軸上下移動，雙向溢流閥13防止作動器受意外負載 時損壞，減壓閥15使油壓符合比例先導閥的供油要求。左側備用回路與右側回路 功能與結構都相同。
其回路工作原理為（以右側回路為例）：操舵員啟動舵機，液壓泵2開始供油
（油液經電磁溢流閥4流回油箱），當操舵員向左轉動操舵輪，電磁溢流閥4的電 磁鐵得電，比例換向閥9輸入電流使閥切換至左位，先導閥控制控制主閥芯打開，壓力油分成兩路，一路經減壓閥用于比例閥的先導控制，另一路經比例方向閥
9、液壓鎖
10、截止閥
11、進入液壓缸12上腔，活塞桿驅動螺旋作動器運動，舵運 動到預定位置時比例閥控制信號為零，閥芯回到中位，舵被鎖住，電磁溢流閥4 的電磁鐵失電，泵2的壓力油經溢流閥流回油箱卸荷；當要回舵或向相反方向操 舵時，比例方向閥9根據輸入的信號換至右位，液壓泵2的壓力油經比例方向閥
9、液壓鎖
10、截止閥
11、進入液壓缸12的下腔，使舵葉向相反方向轉動。在回舵 時如果水動力及節流閥開口較大，回舵速度所需流量超過泵的排量時，則液壓鎖
10右側的壓力降低，液壓鎖關閉鎖舵，直到油壓升高到開啟壓力，這樣會造成比
較大的沖擊，所以回舵時操舵速度不宜太快。重慶大學碩士學位論文
系統方案設計 6
M
M 1
圖2.8 液壓系統原理圖
Fig.2.8 Schematic diagram of hydraulic system
2.3 控制系統方案
2.3.1 控制系統的基本特點
目前，在自動控制系統中，最常用的以下幾種控制系統： PLC控制系統、DCS 控制系統、FCS控制系統及計算機與單片機控制系統。它們各自的基本特點如下：
① PLC控制系統。PLC即可編程控制器，是一種數字運算操作的電子系統，為在工業環境下使用而設計的。其控制原理如圖2.9所示
圖2.9 PLC 控制系統示意圖
Fig2.9 Schematic diagram of PLC control system 重慶大學碩士學位論文
系統方案設計
PLC控制系統具有如下的特點：
1）可靠性高，抗干擾能力強。高可靠性是電氣控制設備的關鍵性能。PLC由
于采用現代大規模集成電路技術，嚴格的生產工藝制造，內部電路采取了先進抗 干擾技術，具有很高的可靠性。
2）配套齊全，功能完善，適用性強。PLC發展到今天，已經形成了大、中、小各種規模的系列化產品?？梢杂糜诟鞣N規模的工業控制場合。除了邏輯處理功 能以外，現代PLC大多具有完善的數據運算能力，可用于各種數字控制領域。近年來PLC的功能單元大量涌現，使PLC滲透到了位置控制、溫度控制、CNC、過 程控制等各種工業控制中。
3）系統的設計、建造工作量小，維護方便，改造容易。PLC用存儲邏輯代替
接線邏輯，大大減少了控制設備外部的接線，使控制系統設計及建造的周期大為 縮短，同時維護也變得容易起來。
4）體積小，重量輕，能耗低。以超小型PLC為例，新出產的品種底部尺寸小
于100mm，重量小于150g，功耗僅數瓦。由于體積小很容易裝入機械內部，是實 現機電一體化的理想控制設備。
5）由于PLC本身定位于邏輯控制，所以還不是很擅長處理模擬量；通信能力
也較弱，多用于集中控制系統。要組成復雜大型控制系統需與其他控制方式結合。
② DCS控制系統，又稱為集中分散型控制系統。是集計算機技術、控制技術、通信技術和人機交互技術為一體的高新技術產品。具有控制功能強、操作簡便和 可靠性高等特點，可以方便地用于工業裝置的生產控制和經營管理，是針對生產 過程實施監視、操作、管理和分散控制的4C技術的結合。在化工、電力、冶金等 流程自動化領域的應用已經十分普及。
圖2.10 DCS系統體系結構
Fig.2.10 Architecture of DCS system 重慶大學碩士學位論文
系統方案設計
DCS控制系統特點：
1）DCS是計算機技術、控制技術和網絡技術高度結合的產物。從結構上劃分
DCS包括過程級、操作級和管理級，適合復雜系統。過程級主要由過程控制站、I/O單元和現場儀表組成，是系統控制功能的主要實施部分。
2）DCS采用樹狀拓撲和并行連續的鏈路結構，有大量電纜從中繼站并行到現
場儀器儀表。每臺儀表都需一對線接到I/O，由控制站掛到局域網LAN，組網成本 較高。
3）DCS互操作性差。盡管DCS的模擬儀表統一了4～20mA的標準信號，可
大部分技術參數仍由制造商自定，致使不同品牌的儀表無法互換。因此導致用戶 依賴制造廠，無法使用性價比最優的配套儀器。
③ FCS控制系統?，F場總線是綜合運用微處理器技術、網絡技術、通信技術 和自動控制技術的產物。它把微處理器置入現場自控設備，使設備具有數字計算 和數字通信能力，一方面提高了信號的測量、控制和傳輸精度，同時為豐富控制 信息內容、實現其遠程傳送創造了條件。在現場總線環境下，借助現場總線網段 以及與之有通信連接的其他網段，實現異地遠程自動控制。現場總線設備與傳統 自控設備相比，拓寬了信息內容，提供了傳統儀表所不能提供的如閥門的開關次 數、故障診斷等信息，便于操作管理人員更好、更深入地了解現場及自控設備的 運行情況。
如圖2.11所示，對比集中控制、集散控制、現場總線控制的結構示意圖可以 看到，由于現場總線強調遵循公開統一的技術標準，因而有條件實現設備的互操 作性和互換性[29,30]。而目前要在設備層特別是現場裝置一級上實現通信、信息控制 比較困難，因為在傳統的概念中這一層次上的設備或元器件如傳感器、變送器、儀表等是沒有通信功能的，所以要用智能控制器（如PLC）先將部分器件連接，再通過總線傳送信號。
圖2.11 集中控制、集散控制、現場總線控制結構示意圖
（a）集中控制
（b）集散控制
（c）現場總線控制
Fig2.11 Structure diagram of fieldbus control system 重慶大學碩士學位論文
系統方案設計
FCS控制系統與DCS控制系統相比具有以下特點：
1）總線式結構。一對傳輸線掛接多臺現場設備，雙向傳輸多個數字信號。這
種結構與一對一單向模擬信號傳輸結構相比，布線簡單，安裝費用低，維護簡便。
2）開放性、互操作性與互換性?，F場總線采用統一的協議標準，是開放式的
互聯網，對用戶是透明的。在傳統的DCS中不同廠家的設備是不能相互訪問的。而FCS采用統一的標準，不同廠家的網絡產品可以方便地接入同一網絡，在同一 控制系統中進行互操作，互操作意味著不同生產廠家的性能類似的設備可實現相 互替換，因此簡化了系統集成。
3）徹底的分散控制：現場總線將控制功能下放到作為網絡節點的現場智能儀
表和設備中，做到徹底的分散控制，提高了系統的靈活性、自治性和安全可靠性，減輕了分布式控制中控制器的計算負擔。
4）信息綜合、組態靈活：通過數字化傳輸現場數據，FCS能獲取現場智能設
備的各種狀態、診斷信息，實現實時的系統監控和管理以及故障診斷。
5）多種傳輸介質和拓撲結構：FCS由于采用數字通信方式，因此可用多種傳
輸介質進行通信。根據控制系統中節點的空間分布情況，可應用多種網絡拓撲結 構。這種傳輸介質和網絡拓撲結構的多樣性給自動化系統的施工帶來了極大的方 便，據統計，FCS與DCS的主從結構性比，只計算布線工程這一項即可節省40% 的安裝經費。
④ 計算機與單片機控制系統
計算機控制以其強大的計算性能見長，但其插板品種規格不多、不便配置，且其體積較大不便在現場安放。當控制系統不大時，其功能過剩，價格太高，所 以一般作為其他控制系統的上位機使用。
單片機價格低廉，功能強大，獲得了廣泛的應用。但單片機可靠性不高，系
統構建麻煩，且系統搭建后普通人員維護困難，遠不如使用PLC可靠、方便，所 以一般不是大批量的應用，很少使用單片機。
2.3.2 控制系統方案
舵機作為船舶的一個核心設備，控制著船舶的航向，船舶航行時就要一直保持
工作，所以其工作時間很長，同時船舶是集成化程度較高的產品，其它干擾源較 多，工作環境比較惡劣，這就要求舵機控制器可靠性要高。由于操作室與舵機安 裝倉間距比較大，大型船舶控制線路可達幾百米，這就要求舵機控制及反饋信號 的傳輸要及時、可靠。在船舶轉向時又要求：轉舵平穩，轉舵速度快，舵角定位 精度好。綜合以上要求，舵機控制器需要具備以下特點：
① 可靠性。少出故障，出現故障后有備用措施。
② 穩定性?？刂菩阅芊€定，不出現顫動和震蕩。重慶大學碩士學位論文
系統方案設計
③ 適時性。檢測和輸出速度及對被控對象的變化跟蹤要及時。
④ 先進性。具備較高控制水平且便于系統升級。
⑤ 操作維修方便，便于檢查問題和處理故障。
通過以上對PLC控制、DCS控制、FCS控制及計算機與單片機控制的比較，根據舵機控制器的設計要求，考慮系統的安全性、實時性要求，本舵機系統采用
PLC加現場總線的控制方式。由于本系統控制節點很少，用總線組成控制網絡，主要考慮兩點：1.信號傳輸可靠性與及時性，2.為了以后系統的擴展方便或能 更好的與船舶整個控制系統對接。
CAN總線是專為移動設備而開發的現場總線，在汽車中的應用已比較成熟，其傳輸數據的可靠性和及時性，經過了實踐的考驗。參照對比船舶與汽車，具有 很多的相似之處，國外已有船舶生產公司將CAN總線成功應用于船舶的控制系統。而且隨著CAN的發展，出現了像CANopen、DveviceNet之類應用較廣并獲得眾 多廠家支持的高層協議，這些高層協議規范了設備生產廠家的設備生產，使設備 的互換性大大加強。綜合考慮，本系統采用基于CAN總線的控制方案。
2.4 本章小結
本章分析了舵的幾種轉舵機構，根據船舶對舵機的要求，提出采用重慶大學機
械傳動國家重點實驗室梁錫昌等老師發明的滾珠逆螺旋機構作為新型舵機運動轉 換機構，該機構組成的轉舵機構可以有效減小舵機體積，減輕舵機重量，提高傳 動效率，采用液壓缸驅動，可避免現有舵機存在的問題。從滾珠逆螺旋機構的特 點及舵機實際需要出發，分析設計了液壓傳動原理圖，確定了電氣控制方案。重慶大學碩士學位論文
舵機系統建模 舵機系統建模
舵機角度調整是依靠液壓驅動螺旋作動器，作動器帶動舵葉轉動實現的，液
壓系統的性能及所能達到的精度對舵機的性能與舵角精度影響很大。為了對系統 性能進行定量分析，了解系統的技術指標，是否需要采取合適的控制方法提高控 制性能，必須對液壓系統及舵機其它組成環節進行詳細的建模分析。由于液壓本 身的屬性，如油液粘度、液壓阻尼系數，本身存在不確定性；而且系統在工作時 油液中或多或少會混入空氣，致使彈性模量改變等等因素；都導致液壓系統表現 出來的并非是一個嚴格意義上的線性系統。為方便分析，根據實際情況對液壓部 分做如下簡化處理：油泵出口流量恒定，且當溢流閥調定壓力后，出口壓力保持 不變。假定油液中并未混入其它雜質包括空氣在內，即油液彈性模量恒定。
根據第二章的液壓原理圖可知，系統的主要組成部分是比例閥，液壓缸及負
載部分，電氣控制模塊。根據舵機系統實際情況，建立了舵機系統簡化原理圖如 圖3.1所示
A/D
給定 信號
反饋 信號
控制器 信號處理
M F
放大 器
D/A
圖3.1 舵機系統簡化原理圖
Fig.3.1 Simplified schematic diagram of steering gear system
3.1 比例閥模型
舵機角度的調整，是通過調節比例閥的開口，從而控制油液流量來實現的，比例閥作為此系統最重要的元件之一，其性能對系統的影響非常大。其由比例電 磁鐵、先導閥、功率閥芯組成。重慶大學碩士學位論文
舵機系統建模
3.1.1 比例電磁鐵[31]
作為電液比例控制閥的電—機械轉換器件的比例電磁鐵，其功能是將比例控
制放大器輸出的電信號轉換為位移或力。由于比例換向閥的比例電磁鐵是成對稱 式分布的，取其一邊分析，比例電磁鐵數學模型如下：
① 線圈回路電壓方程
比例電磁鐵線圈上的電壓方程為：
dit()
ututRritL()()()()
?=++ 0 bcpc
（3.1）
dt
ut —放大器輸出電壓，V； cL—式中 0()單個線圈電感，H ；
but
()—單個線圈上產生的反電動勢，V；
由電磁感應理論可得：
dxt()e
utK()
=
（3.2）
bb
dt
—
—銜鐵位移，m；
bK 反電動勢系數，V.m/s；()ext
cR
—單個線圈電阻，Ω； pr— 放大器內阻，Ω；
it()
—通過線圈的電流，A。
比例放大器通過取樣電阻0 R，將流過線圈的電流()i t 轉換形成電壓信號后，反 饋到比例放大器的功率級輸入端，從而形成深度電流負反饋。取樣電阻環節可視 為比例環節，即：
iffiutKit
()()=
（3.3）
式中
fiK
—電流負反饋系數；()ifut
—反饋電壓，V。
由于采用了深度負反饋的恒流源作為比例放大器的功率輸出級，所以放大器
ut 與給定電壓()gut 具有良好的線性關系。放大器一般頻寬很高，故可 輸出電壓0()視為比例環節，即：
0()[()()]
=? egifutKutut
（3.4）
式中
eK
—比例放大器的電壓放大系數；()gut —給定電壓，V。
② 銜鐵輸出推力方程
比例電磁鐵屬于勵磁式電—機械轉換器件，比例放大器的控制電流在線圈中
將產生磁通φ。經過比例電磁鐵特殊的結構設計，該磁通被隔離成兩路1φ和2φ。銜 鐵在磁場中受到的電磁力為：
2()[()]2
=
（3.5）
egftitNRl
式中()eft —電流在電磁鐵上產生的電磁吸力，N； N —線圈匝數；
gR
—氣隙磁阻，0 gRlA μ=；
l —氣隙長度，m；0()= ?。
eelxxt
0 ex —氣隙的初始長度，m；0μ—真空磁導率，Hm/
；70410μπ?=×
A —氣隙部位垂直于磁力線的面積，m2。重慶大學碩士學位論文
舵機系統建模
對式（3.5）進行線性化處理可得：
eixeeftKitKxt
()()()
（3.6）
=+ 式中
iK
—比例電磁鐵電流—力增益，N/A；2()=
igKNitRl
? ft()
e —xeK 比例電磁鐵電磁彈簧剛度，也稱為位移—力增益，K xe =
? xt()e
xeK 由于比例電磁鐵具有水平的位移—力特性，故0 ③ 銜鐵力平衡方程
≈。
此比例閥銜鐵用于帶動先導閥工作，需克服的負載包括銜鐵以及所驅動部件 的慣性力、阻尼力、彈簧力、穩態液動力和干擾力。銜鐵上的力平衡方程為：
dxtdxt()()
ee
ftmBKxtft()()()
（3.7）
=+++ eeeeteeL
dtdt
式中
阻尼系數；
em
—銜鐵以及它所驅動的部件質量； eB— 比例電磁鐵支撐及負載的粘性
etK
—比例電磁鐵的總彈簧剛度，包括作用于銜鐵的彈簧剛度及穩態液
eLft 動力剛度，N/m；()
—銜鐵工作時需要克服的負載力。
對式（3.1）、（3.2）、（3.3）、（3.4）、（3.5）、（3.6）、（3.7）在初始條件為零的條
件下進行拉氏變化可得：
egfibecpcKusKisKxssRrisLiss eixeefsKisKxs
[()()]()()()()??=++
（3.8）
()()()
（3.9）
=+
2()()()()()
=+++
（3.10）
ieeeeeteeLKismxssBxssKxsfs由式（3.8）、（3.9）和（3.10）可繪制出比例電磁鐵的傳遞函數方框圖，如圖
3.2所示
fiusfiK
()
eLfs
()++ eeetmsBsK
exs gus()
us 0()
Δus()
()
++()
ccpLsRr
is()
iKeK
efs
()
Δ efs()
()
bus
bKs
圖3.2 比例電磁鐵的傳遞函數方框圖
Fig.3.2 Transfer function block diagram of proportional solenoid
④ 線圈回路傳遞函數及深度電流負反饋的作用
在圖3.2所示的傳遞函數方框圖中，當未加電流負反饋時，反應線圈回路動態
特性的傳遞函數： 重慶大學碩士學位論文
舵機系統建模
Ws '()=== m
ΔusLsRrs+++()()'ccpm
ω =+為控制線圈的轉折頻率
式中 '()mcpcRrL
1()()1Rris+
cp
ω
（3.11）
加入深度電流負反饋后，將反饋點向右移動一個環節，如圖3.3所示。則線圈
回路動態特性的傳遞函數為：
Ws()== m
Δuss+()1
1()()RrKKis ++
cpfie
ω m
（3.12）
式中()=++ω為控制線圈的當量轉折頻率。
mcpfiecRrKKL
mWsgus
()
++()ccpLsRr
bKs
eLfs
()
eWs()
us 0()
Δus()
()
is()
iKeK
()efs
Δ efs()
()
exs++ eeetmsBsK
()
bus
fiKeK
圖3.3 比例電磁鐵的傳遞函數等效方框圖
Fig.3.3 Equivalent transfer function block of proportional solenoid
比例放大器在采用電流負反饋后，比例電磁鐵線圈的轉折頻率
ω明顯增大，e
這有利于消除線圈電感對比例電磁鐵頻寬的影響。
⑤ 銜鐵彈簧組件的傳遞函數
xsK()11
eet
Ws()
=== e
Δ++++
ωω ee
δ—銜鐵-彈簧組件的阻尼比；
δ=
e e
根據圖3.2，可求得銜鐵的輸出位移為
sfsmsBsK2()δ eeeeet
（3.13）
ω=
式中
ω—e 銜鐵-彈簧組件的諧振頻率； eeteKm
BeKm ete
xs()=
e
KusKsfs()(1)(1)()?+
eegetmeL
ω 2δ
eb
ss
Kss K ω
=3
(1)(1)++++
ωωω meee
KusKsfs()(1)(1)()?+
eegetmeL
meememee
++()1
ωωωωωωω
式中
K ee =
KK ei
KRrKK()++
etcpfie
2211δδ
eeb
ss ++++（）
Ks K
（3.14）
為靜態增益常數，m/V。
將式（3.14）特征方程中 s 的三階方程分解成含有 s 的一階和二階的因式： 重慶大學碩士學位論文
舵機系統建模
xs()=
e
KusKsfs()(1)(1)()?+
eegetmeL
sss
(1)(1)+++
ωωω r 2
00
ω 2δ
0
（3.15）
式中
ω—
r 主要由電氣轉折頻率 ω引起的轉折頻率；m
0ω—主要由彈簧-質量系統的諧振頻率 ω引起的二階環節的固有頻率；
e
0δ—二階環節的綜合阻尼系數。
由于先導閥的外負載力幾乎為零，故略去負載力的輸入，則比例電磁鐵以電 壓作為輸入的傳遞函數為：
xsK()eee
g
=
ωωω r
ssuss
+++ 2 00
δ 0 2()(1)(1)
（3.16）
3.1.2 功率級滑閥
可將兩級電液比例閥看作一個閥控缸系統，主閥芯相當于活塞。則：
經線性化處理，先導閥的流量方程：
=?
（3.17）
vLeqeecvLQKxKP主閥的連續性方程：
QCP=++ AxP vLvtpvLvpvvL
（3.18）主閥芯上力平衡方程：
vkvpvLvtvvtvvtvvFAPmxBxKxFt
Vvtβ e
==+++
()3.19）
（ecK 式中
eqK
—先導閥的流量增益系數； —主閥總泄漏系數；
vpA
—先導閥的流量-壓力系數；
vtpC vtV
—主閥芯有效作用面積；
—主閥芯兩端液體在壓縮下總體積；
—主閥芯及一起被推動的液壓油的總質量；
—總彈簧剛度（包括作用于閥芯的彈簧剛度及穩態液動力剛度）； —粘性阻尼及瞬態液動力阻尼系數；
vtm vtB
vtK vFt
()—作用在主閥芯上的外負載力。
對（3.17）、（3.18）、（3.19）進行拉氏變換得：
()()()
（3.20）
=?vLeqvecvLQsKxsKPs
Vvt
()()()()QsCPsAsxssPs =++
（3.21）
vLvtpvLvpvvL β e
2()()()()()=+++
（3.22）
vpvLvtvvtvvtvvAPsmsxsBsxsKxsFs整理可得主閥芯位移為： 重慶大學碩士學位論文
舵機系統建模
xs()
= v
vpeqevcevL
()()? +
VVVKmsKmBsKBAsKK vtvtvtvt 322
++++++()()
vtvcevtvtvcevtvpvcevt 444βββ
eee
vcevcvtpKKC
VAKxsKsF vt 4 β e
（3.23）
式中
=+為總流量-壓力系數。
β evpA
mV vtvt
令 ω=，vh
KmBV β vceevtvtvt
ξ vh =+。忽略作用于閥芯上的液
AVAm 4 β vpvtvpevt
vtB 流力，且由于阻尼系數 一般很小，由粘性摩擦力引起的泄漏流量所產生的活塞
KB vcevt Avp
。式（3.23）經簡化可得主閥芯 移動速度比活塞的運動速度小得多，即21
位移對先導閥閥芯開口的傳遞函數：
KAxs pv()eqv =
2ξ
vhVKKKsxs()(1)
vtvtvcevte ++++ ss
222
ωβω 4 AA vhv evpvhp
（3.24）
3.2 閥控液壓缸模型
由于閥控缸系統與兩級比例換向閥的結構相似，分析過程基本上相同，所以
根據上式可直接寫出活塞桿位移為：
AKxsKsF()()? + ppvqvpcepL
xs()=
p VVVK ptptptpt 322
msKmBsKBAsKK++++++()()
ptpceptptpceptpppcept 444βββ
eee
ppA vxs
V pt 4β
e
（3.25）
式中：
—活塞有效作用面積；
pceK
vqK
—主閥的流量增益系數；
()—主閥芯位移；
—主閥總流量壓力系數；
ptV
—活塞腔液體在壓縮下總體積；
—作用在活塞桿上的任意負載力；
—活塞及負載折算到活塞上的總質量；
ptK
pLF
ptm ptB
—粘性阻尼系數； —負載的彈簧剛度。
ptK 閥-缸組合只是一個為作動器輸出功率的元件，沒有彈簧負載，所以0
BK ptpce 同時考慮到21 <<[32]。式（3.25）簡化得：
App
KKV vqpcept
xssF()()? + vpL
AAA ppppepp
=，xs()= p
4β
ph sss 2ξ
(1)2 ++ ωω ph ph
（3.26）
活塞位移對功率級閥芯開口的傳遞函數為： 重慶大學碩士學位論文
舵機系統建模
xsKA()
ppp
=()(21)v
vq
sxsss ξ ph
++ 2 ωω p hh p
（3.27）
活塞位移對外負載力的傳遞函數為：
KV pcept
+ s 22
xsAA()4 β p pppep
=?
（3.28）2ξ
ph sFss pL
(1)2 ++ ωω php h β eppA
式中
ω=
ph為活塞負載系統的固有頻率；
mV ptpt
KmBV β pceeptptpt ξ ph =+為相對阻尼系數。
AVAm 4 β ppptppept
3.3 放大器及傳感反饋模型
活塞位移經螺旋作動器轉化為轉角
θ=
zpKx
（3.29）
= 在此系統中經計算得2.75zK
轉角反饋傳感器，在整個回路中相當于比例環節，其放大系數為
paK。
由式（3.16）、（3.24）、（3.27）、（3.28）（3.29）可畫出船舶舵機的方塊圖，如
圖3.4所示。
pLF
KVs
pcept
AA 22()4ppepp β?+ sss(1)22 Δ u
2002(1)(1)ωωωr +++
sss
K ee
δ
ex
ξ vh
2222(1)42 ωωβ vhv ++++h
3KA
eqvp
VKKKsss vtvtv AAevpvp
cevt
K vq vxpxu
A pp
ωω++phph
ξ ph
zK
θ
paK
圖3.4 舵機傳遞函數方框圖
Fig.3.4 Transfer function block diagram of steering gear
由圖3.4可見，舵機方塊圖中只含一個反饋回路，即舵葉轉角反饋。由于比例
閥一般采用電流負反饋的放大器，所以其控制線圈回路的轉折頻率 ω很高。同時 r 由于油液的彈性模量很大，功率級滑閥的固有頻率遠大于先導級的銜鐵-彈簧組件 諧振頻率，故功率級滑閥相對于先導級閥的動態特性可以忽略。功率級閥彈簧剛 度相對于液壓彈簧剛度可以忽略。所以可將舵機方塊圖簡化為如圖3.5所示。重慶大學碩士學位論文
舵機系統建模
pLF
KVs pcept
AA 22()4 β?+ ppepp ξ ph sss 2(1)2 ωω++ phph
比例放大器及比例閥
+-Δ u
δ
21200 ωω++ ss
eeK
ex
KA eqvp KKs
+ vcevt 2
Avp
K vxpxu vq
A pp
+-
zK
θ
paK
圖3.5 舵機簡化傳遞函數框圖
Fig.3.5 Simplified transfer function block diagram of steering gear
由圖3.5可得舵機輸出對輸入的開環傳遞函數為：
KKKKAA eeeqvqzvppp
GS()
= 2ξ
ph KKss 2δ
0 vcevt
ssss()(11)+++++)(22 Avp ωω ωω
0 0 phph
（3.30）
3.4 相關參數及系統穩定性
控制系統的穩態誤差有兩類，即給定誤差和擾動誤差。對于隨動系統，給定 的參考輸入是變化的，要求響應以一定的精度跟隨給定的變化而變化，其響應的 期望值就是給定的參考輸入。所以，應以系統的給定誤差去衡量隨動系統的穩態
t 性能。假設操作人員在操舵時是勻速轉動舵輪的，則輸入為斜坡函數θω =。其穩
態誤差終值：
srsrtseetsRsGs →∞→==+=
lim()lim()
0
ω KKA vcevtvp KKKKA eeeqvqzpp
1()
0.015ω≈
（3.31）
由式3.31可知，穩態誤差與轉舵的速度有關，轉舵速度越快其穩態誤差越大，π
rads 轉舵速度越慢，穩態誤差越小。當/ω =，即每秒轉60度時，穩態誤差為 3
0.0157 sre =。相對于舵角精度小于0.5度，其穩態誤差量可以忽略不計，所以此系
統穩態誤差完全滿足要求。
影響系統動態性能的主要是比例閥和液壓缸的頻率0ω和ω。ph 0δ為比例閥的阻 尼比，其值變化較大，根據前人經驗一般取0.4～0.6； ξ為液壓缸阻尼比，根據 ph 經驗，空載時為0.1～0.2，當負載增加時 ξ值也略有增加。
ph
液壓缸、比例閥及其放大器等相關參數見表3.1 重慶大學碩士學位論文
舵機系統建模
表3.1 系統參數
Table 3.1 System parameters
名
稱 數
值 備
注
活塞直徑
D
0.4 m
活塞桿直徑 d
0.18
m
油缸 有效作用面積 ppA
0.12 m
油腔溶劑系數
eV
eppVAs=i
隨初始位移變化而變化
轉角傳感器
paK
固有頻率0ω 75/ rads
額定流量 SQ
160/min L
在壓降為1
額定電流
rI
0.8A
阻尼比0δ 0.5~0.7 此系統取0.6
比例額定壓差
NP
1aMP
閥 閥芯直徑1d
0.02m
流量系數
dC
0.6
流量增益系數
1()sqdppKCw?=i
qK
ρ
10.5[]ρ=()?
ii
cK
cdvsKCwxpp油液密度ρ 8503/
kgm
油液
油液粘度υ 3.92/
ekgsm?i
彈性模量 β 700e
～1400 aMP 取 1000
將表中數值帶入式（3-30），可得舵機閉環傳遞函數：
GS()
= 1.2110×
ssssss6544536278++×1681.39105.58107.6105.86101.2110 +×
+×+×+×
系統的特征方程為：
ssssss65445362781681.39105.58107.6105.86101.2110++× +×+×+×+×=0
將各系數排列成勞斯表，并計算出各個行列值[33]
s 6
41.3910×
67.610×
81.2110×
5s
168
55.5810×
75.8610×
0
4s
41.0610×
67.2510×
81.2110×
0
=?π
22()
ppADd 4
aMP
時
流量-壓力增益系數
aMP
隨負載變化而變化
重慶大學碩士學位論文
舵機系統建模
3s
54.410×
75.6710×
0
2s
65.8610×
81.2110×
s
74.7610×
s 0
81.2110×
由于系統特征方程的各項值都為正數，且勞斯表第一列都為正號。根據勞斯-
赫爾維茨穩定性判據，該系統是穩定的。
由Matlab可得閉環系統對階躍信號的響應圖如圖3.6所示
圖3.6 閉環系統階躍響應
Fig.3.6 Step response of closed-loop system
由圖3.6可知，舵機閉環系統動態特性雖然無超調量無誤差，但反應時間較長，在緩慢操舵時沒有問題，但在遇到特殊情況船舶較快轉向時舵機可能無法跟隨操 作命令作出迅速反應。為了能達到較好的操舵性能必須對舵機系統加校正環節使 其達到更好的性能。
3.5 本章小結
根據第二章設計的液壓傳動系統，建立了比例閥、閥控缸，傳感器等環節的 數學模型，經適當處理得到了舵機系統模型。根據模型計算了系統穩態誤差，分 析了系統穩定性。由系統的動態響應圖可知，閉環系統響應較慢，不能滿足高性 能舵機的要求，為下一章系統校正裝置的設計奠定了基礎。重慶大學碩士學位論文
控制算法及系統仿真 控制算法及系統仿真
在實際生產過程中許多被控對象隨負載變化或干擾因素影響，其對象特性或
結構發生變化，且實際應用的大部分系統都存在非線性時變因素，這對于依賴控 制對象精確模型的控制策略具有很大的影響，其控制效果將大打折扣有時甚至不 起作用。因此，在實際生產過程中，大量采用的仍是PID算法。有人估計現在有 90%以上的閉環控制仍采用PID控制器。這是因為PID控制具有以下的優點[34,35]：
① 不需要被控對象的數學模型
自動控制理論中的分析和設計方法主要是建立在被控對象的線性定常數學模
型基礎上的。這種模型忽略了實際系統中的非線性和時變性，與實際的系統有較 大差距。對于許多實際控制對象，根本無法建立準確的數學模型，因此自動控制 理論中的很多設計方法很難用于大多數控制系統。對于這一類系統，使用PID控 制可以得到比較滿意的效果。
② 結構簡單，容易實現
PID控制器的結構典型，計算工作量較小。需要整定的參數少，各參數有明確 的物理意義，參數調整方便，容易實現多回路控制、串級控制等復雜控制。
③ 有較強的靈活性和適應性
根據被控對象的具體情況，可以采用PID控制器的多種變種和改進的控制方
式，例如PI、PD、帶死區的PID、積分分離PID和智能PID等。
PID控制系統原理框圖如圖4.1所示。系統由PID控制器和被控對象組成。
圖4.1 PID控制原理圖
Fig.4.1 Schematic diagram of PID control
PID控制器是一種線性控制器，它根據給定值xin(t)與實際輸出值yout(t)構成
控制偏差：
etxintyoutt()()()
（4.1）
=?PID的控制規律為： 重慶大學碩士學位論文
控制算法及系統仿真
Tdet()1
utketetdt()(()())
=++p ∫
（4.2）
Tdt 0 I
tD
4.1 模糊自適應PID控制[36～40]
雖然PID校正有很多優點，但它存在參數修改不方便、不能進行在線自動調 整等缺點。如果能夠實現PID參數的自動調整，則PID控制器的適應性將更好。目前，要實現PID參數自動調整，應用較多的是采用被控對象在線辨識，然后根 據一定的控制要求，對PID控制器的參數進行修改。但應用辨識方法，必須建立 被控對象精確的數學模型，當被控對象存在結構非線性、參數時變性或模型不確 定性時，辨識效果很難奏效，就不能體現出PID控制的優勢。船舶工作環境惡劣，加上舵機液壓系統的不確定性因素以及微機控制和數字化等問題，普遍存在較大 程度的外負載干擾、參數變化以及非線性因數。這些不確定的非線性因數和參數 時變，使得舵機系統很難建立非常精確的數學模型，傳統的控制策略很難滿足其 控制需要[35]。
隨著微電子技術的發展，人們利用人工智能的方法將操作人員的實際操作經
驗作為知識存入微機中，微機根據現場實際情況，自動計算調整PID參數，這樣 就形成了智能PID控制器。這種控制器把古典的PID控制與先進的專家系統相結 合，實現系統的最佳控制。這種控制必須首先將操作人員(專家)長期實踐積累的經 驗知識用控制規則模型化，然后運用推理對PID參數進行調整實現最佳控制。
由于操作者經驗不容易精確描述，控制過程中各種信號量及評價指標不好定
量表示，模糊理論是解決這一系列問題的有效途徑，所以人們應用模糊數學的基 本理論和方法，把規則的條件及操作用模糊集表示，并把這些模糊控制規則及有 關信息作為知識存入微機知識庫中，然后微機根據控制系統的實際響應情況，應 用模糊推理，即可自動實現對PID參數的最佳調整，這就是模糊自適應PID控制。目前模糊自適應PID控制器有多種結構形式，但其工作原理基本一致。
模糊自適應PID控制器一般以誤差 e 和誤差變化 ec 作為二維模糊控制器的輸
入，可以滿足不同時刻的 e 和 ec 對PID參數調整的要求。利用模糊控制規則在線 對PID參數進行修改，便構成了模糊自適應PID控制器，其結構如圖4.2所示。
de dt
Δ
PK
Δ
IK
Δ
DK
圖4.2模糊自適應PID控制器結構圖
Fig.4.2 Frame diagram of adaptive fuzzy PID control
重慶大學碩士學位論文
控制算法及系統仿真
PID參數模糊自整定是找出PID三個參數的增量與 e 和 ec 之間的模糊關系，在
運行中通過不斷檢測 e 和 ec，根據模糊控制原理來對三個參數進行在線修改，以滿 足不同 e 和 ec 時對控制參數的不同要求，而使被控對象有良好的動、靜態性能。
4.2 模糊控制器設計[41～43]
船舶舵機模糊控制系統，主要實現舵葉的角度調節，即轉角控制；其次滿足船 舶舵機工作過程中的各種開關量控制。在轉舵過程中主要物理量，即舵葉轉角，其控制范圍和精度要求為：-35o～+35o，精度0.3 左右。
extyt 由于舵機系統采用的是單變量調節方法。設偏差()()=?的語言變量為
E，取其相應的模糊子集為PB，PM，PS，ZO，NS，NM，NB；論域量化等級為 {-3，-2，-1，0，1，2，3}。又設偏差變化12 =ceee ?的語言變量為
EC，其相應的
O
模糊子集為PB，PS，ZO，NS，NB，論域量化等級為{-2，-1，0，1，2}。按工 人操作經驗確定模糊子集和隸屬度函數，見表4.1～4.4。PID參數的語言變量為、、的增量 Δ、Δ與
Δ，相應模糊子集為o、、。根據本課題 PIDKKK PKIKDK rtLMN 實際情況，并參考前人用模糊控器控制船舶舵機的經驗，Δ 論域范圍定義為[-6，PK 6]，Δ論域范圍定義為[-1.2，1.2]，Δ論域范圍定義為[-0.3，0.3]。變量均劃分 IK DK 為7個等級。
表4.1 e 的量化域
Table 4.1 Quantify domain of e
量化域(-15,-10](-10,-5](-5,-0.2](-0.2,0.2](0.2,5](5,10](10,15] 等級-3-2-1 0 1 2 3
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控制算法及系統仿真
表4.2 隸屬度函數
μ A
Table 4.2 Membership function
μ A
等
uA
級
-3-2-1 0 1 2 3
E
A
1(PB)0 0 0 0 0.1 0.4 1
A 2(PM)0 0 0.2 0.3 0.5 1 0.4
A 3(PS)0 0.2 0.5 0.7 1 0.5 0.1
A 4(ZO)0 0.3 0.7 1 0.7 0.3 0 A 5(NS)0.1 0.5 1 0.7 0.5 0.2 0 A
6(NM)0.4 1 0.5 0.3 0.1 0 0
A 7(NB)1 0.4 0.1 0 0 0 0
表4.3 ec 的量化域
Table 4.3 Quantify domain of 量化域 [-6,-3](-3,-0.1](-0.1,0.1](0.1,3](3,6] 等級-2-1 0 1 2
表4.4 隸屬度函數
μ B
Table 4.4 Membership function
等
uB
級
-2-1 0 1 2
EC
B 1
(PB)0 0 0 0.5 1
B
(PS)0 0 0.5 1 0.5 B 3
(ZO)0 0.5 1 0.5 0 B
NS)0.5 1 0.5 0 0
B
5(NB)1 0.5 0 0 0
ec
μ B
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控制算法及系統仿真
①
PK
控制器。PID控制器中，比例系數
PK
PK
增大，可以加快系統響應速度，減少系統穩態誤差，提高控制精度；但 統不穩定。反之減小
PK
過大，會使系統產生超調，甚至導致系，能使系統穩定裕度增大，減少超調量，但會降低調節精
PK 度，使過度時間延長。因此，實現 性。的自調整將可以隨時改變系統的靜態動態特
根據系統控制中對過渡過程的要求和專家經驗，通常在偏差較大時，為了加
快系統的響應速度, 應取較大的
PK
；當偏差和偏差變化率為中等大小時, 為了使
PK 系統響應的超調量減小和保證一定的響應速度，為了使系統具有較好的穩態性能，應增大
PK
值應取小一些；當偏差較小時。將輸出量 Δ的模糊子集取為PB，PK
PM，PS，ZO，NS，NM，NB，論域量化等級為{-3,-2,-1,0,1,2,3}，從而得出模糊
控制規則表4.5； Δ的對應模糊子集隸屬度見表4.6。
PK
表4.5
Δ的模糊規則
PK
Δ
PK
Table 4.5 Fuzzy rule of
Δ
PK
E
PB PM PS ZO NS NM NB
EC
PB NB NB NB NM NS ZO PS PS NB NM NM NS ZO PS PS ZO NB NS NS ZO PS PS PM NS NM ZO ZO PS PM PM PM NB NS ZO PS PM PB PB PB
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控制算法及系統仿真
表4.6 隸屬度函數
μ
PK
Table 4.6 Membership function
μ
PK
等
uKP
級
KP
-3-2-1 0 +1 +2 +3
L1
(PB)0 0 0 0 0 0.4 1 L(PM)0 0 0 0 0.4 1 0.4 L(PS)0 0 0 0.5 1 0.5 0 L(ZO)0 0 0.4 1 0.4 0 0 L(NS)0 0.4 1 0.4 0 0 0 L6
(NM)0.4 1 0.4 0 0 0 0 L7
(NB)1 0.4 0 0 0 0 0
定義模糊關系 其輸出控制
PERAL
=×
PPZzUU
=1
=∪。由此可得到 Δ控制查詢表4.7PK
表4.7
；
KPRBL
=×，則
PZPEKPUERECR
=°∧°
Δ查詢表
PK
Δ
PK
Table 4.7 Query table of
Δ
PK
E
-3-2-1 0 1 2 3
EC
-2 3 3 2 2 1 0-1-1 3 2 1 1 0 0-2 0 3 1 1 0-1-1-3 1 2 0 0-1-1-2-3 2 1 0-1-2-2-3-3
②
IK
控制器。在PID控制器中，積分作用主要是消除系統的靜態誤差。加強
積分作用，有利于減小系統靜差，但是過強的積分作用，會使系統超調加大，甚 至引起振蕩。反之，減小積分作用，雖然有利于系統穩定，避免振蕩，減小超調 量，但對消除系統靜差不利。通常在偏差較大時，為防止積分飽和,避免系統響應
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控制算法及系統仿真
出現較大的超調，IK
值要小,通常取
IK
= 0；當偏差和變化率為中等大小時，為了
IK 使系統響應的超調量減小和保證一定的響應速度，時, 為了使系統具有較好的穩態性能, 應增大
IK 的取值要適當；當偏差較小
值。
=×
；
=×，則 因此，將輸出控制量 Δ的模糊子集為PB，PM，PS，ZO，NS，NM，NB，IK 論域量化等級為{-3,-2,-1,0,1,2,3}。由其模糊關系 =°∧°
IZIEKIUERECR
IERAM
KIRBM
其輸出控制
=∪IIZzUU
=1
。由此可得到控制 Δ查詢表4.8。
IK
表4.8
Δ查詢表
IK
Δ
IK
Table 4.8 Query table of
Δ
IK
E
-3-2-1 0 1 2 3
EC
-2 2 3 2 2 1 0 0-1 1 2 2 1 0 0 0 0 0 1 1 0-1-1 0 1 0 0 0-1-2-2-1 2 0 0-1-2-2-3-2
③
DK
控制器。在PID控制器中，微分作用主要是針對具有大慣性的被控對象，DK 改善其動態性能。增大微分系數，有利于加快系統響應，使系統超調量減小，DK 穩定性增加，但對擾動敏感，抑制外擾能力減弱。若 前制動，從而延長調節時間，反之若
DK
過大，會使得響應過程提
不應取定值。當偏差
過小，調節過程的減速將會滯后，過程超
DK 調增加，系統響應變慢。因此，對于時變且不確定系統，較大時, 為防止因開始時偏差的瞬間變大可能引起的微分過飽和而使控制作用超
出許可范圍, 應取較小的 DK；當偏差和變化率為中等大小時，DK的取值對系統影
響很大應取小一些；當偏差較小時，為避免輸出響應在設定值附近振蕩, 以及考慮 系統的抗干擾能力, 應適當選取 DK。其原則是: 當偏差變化率較小時，DK取大一
些;當偏差變化率較大時，DK
取較小的值, 通常
DK
為中等大小。
=×
；
=×，則 因此，將輸出控制量 Δ的模糊子集為PB，PM，PS，ZO，NS，NM，NB，DK 論域量化等級為{-3,-2,-1,0,1,2,3}。由其模糊關系
DZDEKDUERECR
DERAN
KDRBN
=°∧°
其輸出控制
DDZzUU
= 1
=∪
。由此可得到控制 Δ查詢表4.9。
DK
重慶大學碩士學位論文
控制算法及系統仿真
表4.9
Δ查詢表
DK
Δ
DK
Table 4.9 Query table of
Δ
DK
E
-3-2-1 0 1 2 3
EC
-2 2 2 2 1 1 0 0-1 2 1 2 1 0 0 0 0 1 1 1 0-1-1-1 1 0 0 0-1-2-1-2 2 0 0-1-1-2-2-2
對于此系統，我們先計算得到三個參數的查詢表，并將其輸入PLC控制器中。
系統運行過程中，只需計算誤差和誤差變化率，直接從表中查詢數據，再將數據 與原控制參數疊加，以此實現對PID參數的在線自校正。這樣做能有效減少控制 器的運算量，提高響應速度，其工作流程圖如圖4.3所示。
ekeck(),()
ΔΔΔ，PIDKKK
ekxkyk()()()= ?
eckekek()()(1)=??
ekek(1)()? =
圖4.3 模糊PID在線自整定工作流程
Fig.4.3 Online self-tuning workflow of fuzzy PID
PIDKKK ,，4.3 舵機系統仿真[44～48]
MATLAB是由美國MathWorks公司開發的優秀的控制系統計算機輔助設計軟
件。MATLAB語言是一種用于科學工程計算的高效率高級語言，它在數值計算、數字信號處理、系統識別、自動控制、時域分析與建模、優化設計、動態仿真等 方面表現出一般高級語言難以比擬的優勢。其強大的矩陣運算能力和完美的圖形
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控制算法及系統仿真
可視化功能使得它成為控制領域應用最廣的工具。MATLAB軟件中的SIMULINK 工具箱可以對動態系統模型進行數字仿真，并且其圖形化設計界面使得構件系統 模型更加直觀、方便。SIMULINK支持連續和離散系統以及連續離散系統，也支 持線性與非線性系統，常用來仿真較大且復雜的系統。利用SIMULINK工具，用 戶可以容易的實現模型的創建，大大降低仿真難度。
本文利用SIMULINK工具箱建立舵機仿真模型。建立的舵機數學模型，是一
個閉環控制系統，該系統的一個主要輸入是操作人員預設置的舵轉角，該輸入經 控制器、比例閥、液壓缸等元件后，輸出的實際轉角經傳感器反饋，與設定值作 對比。其動態仿真模型如圖4.4所示。
圖4.4 動態仿真模型
Fig.4.4 Dynamic simulation model
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控制算法及系統仿真
圖4.5 階躍響應
Fig.4.5 Step response
圖4.6 輸入正弦信號頻率分別為1、2、3、4
ZH時系統響應
Fig.4.6 Frequency response of the system for Input sinusoidal signal which frequency is one or two
or three or four
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控制算法及系統仿真
由傳遞函數可知，舵機系統由一個慣性環節、一個微分環節、兩個振蕩環節
組成。由圖4.5可知，在未加校正時，由元器件組成的閉環系統雖無超調量，但其 響應時間較長大約為7s；在加入PID校正后，系統響應時間有了明顯的改善，響 應時間縮短到約5s，但同時最大超調量也隨之增加，達到了8%左右，此時基本上 能夠滿足系統的需要；在采用模糊PID控制后，系統響應縮短到3.5s，超調量控 制在5%以內，系統誤差也得到了有效減少。
跟隨性是衡量隨動系統性能的一個重要指標。由圖4.6可看出，在輸入正弦信
號頻率為1 ZH時，無校正閉環響應無法快速跟隨輸入變化，響應僅為輸入的60%
左右，且最開始半個周期與后面周期相比，超調量較大，PID調節及模糊PID都 能較好地跟隨輸入信號；隨著輸入頻率的提高，無論是無校正閉環、常規PID調 節還是模糊PID調節的跟隨性能都將下降，在輸入正弦信號頻率為
4ZH時，模糊 PID能夠保持響應為輸入信號的80%，常規PID能夠保持70%，無校正閉環為25%，且其前半周期與后面周期的差別更大。綜上所述，模糊PID控制使系統閉環快速 性及跟隨性能比常規PID控制有了較明顯的提高。對于本舵機系統，模糊 PID 控 制優于常規 PID，更能適應工況的變化。
4.4 本章小結
本章介紹了PID及模糊控制原理，為充分利用PID控制優勢，提高PID控制
適應性，根據舵機實際情況選擇了模糊PID控制方案，設計了舵機模糊控制器。并對舵機閉環、常規PID調節和模糊PID調節三種控制方式進行了仿真比較。得 出模糊PID控制可使舵機獲得較好的動態性能，適合高性能舵機的需要。
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基于CAN總線的分布式PLC控制系統 基于CAN總線的分布式PLC控制系統
5.1 CAN總線 [49～51]
CAN 是Controller Area Network（局域網控制器）的縮寫，主要是用于各 種過程監測與控制的一種網絡，是目前國際上應用最廣的總線之一。最初CAN 是德國Bosch公司為解決現代汽車中眾多的控制與測試儀器之間的數據交換 而開發的一種串行數據通信協議。由于CAN卓越的特性和極高的可靠性，所 以非常適合工業過程監控設備互聯。隨著CAN高層協議的不斷發展，其應用 范圍不僅局限在汽車工業領域，在工業自動化、過程控制、工程機械、船舶 運輸、醫療儀器以及建筑、環境監控等領域都在迅速發展。
由于采用了許多新技術及獨特的設計，CAN總線與一般的通信總線相比，它的數據通信具有突出的可靠性、實時性和靈活性。其特點包括如下：
① CAN為多主工作方式，網絡上任何一節點均可在任意時間主動地向
網絡上其他節點發送消息，而不分主從。
② 在報文標識符上，CAN上的節點分成不同的優先級，可滿足不同的
實時要求，優先級高的數據最多可在134微秒內得到傳輸。
③ CAN采用非破壞總線仲裁技術。當多個節點同時向總線發送信息出
現沖突時，優先級較低的節點會主動地退出發送，而最高優先級的節點可不 受影響地繼續傳輸數據，從而大大節省了總線沖突仲裁時間。尤其在網絡負 載很重的情況下，也不會出現網絡癱瘓的情況。
④ CAN節點只需通過對報文的標識符濾波即可實現點對點、一點對多
點及全局廣播等幾種方式傳送接收數據。
⑤ CAN的直接通信距離最遠可達10Km（速率在5kbps以下），通信速
率最高可達1Mbps（通信距離最長為40m）。
⑥ CAN上的節點數主要取決于總線驅動電路，目前可達110個。在標準
幀報文標識符有11位，而在擴展幀的報文標識符（29位）的個數幾乎不受限 制。
⑦ 報文采用短幀結構，傳輸時間短，受干擾概率低，數據出錯率極低。
⑧ CAN的每幀信息都有CRC校驗及其他檢錯措施，具有極好的檢錯效
果。
⑨ CAN節點在錯誤嚴重的情況下具有自動關閉輸出功能，以使總線上
其他節點的操作不受影響。
⑩ CAN總線具有較高的性能價格比。它結構簡單器件容易購置，每個
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節點的價格較低，而且開發技術容易掌握，能充分利用現有的單片機開發工 具。
CAN總線的通信線路由兩條導線組成，分別為CAN-H和CAN-L，網絡中所
有節點均掛接在這兩條線路上，并通過它進行通信。CAN通信線路的總線值為 兩種互補邏輯數值之一：“隱性”或“顯現”。顯性數值表示邏輯“0”，隱性數值 表示邏輯“1”。當在總線上出現同時發送顯性和隱形位時，其結果是總線數值 為顯性。在隱性狀態下，VCAN-H和VCAN-L被固定于平均電壓電平，Vdiff近似為0。在總線空閑或隱性位期間，發送隱性狀態。顯性狀態以大于最小 閥值的差分電壓表示，如圖5.1所示。
V
VCAN-H
Vdiff
Vdiff
VCAN-L
隱形位隱形位顯形位
時間t
圖5.1總線位的數值表示
Fig.5.1 Bit Values of bus
由于CAN技術應用的普遍推廣，這就要求通信協議的標準化。為此，1991
年9月Bosch公司制定并發布了CAN技術規范（Version2.0）。該規范包括A和B 兩部分，2.0A給出了曾在CAN技術規范版本1.2中定義的CAN報文格式，而2.0B 給出了標準和擴展的兩種報文格式。此后，1993年11月ISO正式頒布了道路交通 運輸工具—數字交換—高速通信控制器局域網（CAN）國際標準（ISO11898），為 CAN進一步標準化、規范化起到了重要的作用。
5.1.1 CAN總線通信協議
CAN總線作為一種國際標準，也遵從網絡標準模型。不過由于CAN的數據
結構簡單，又是范圍較小的局域網，因此根據ISO/OSI參考模型，CAN只采用 了其中的物理層、數據鏈路層和應用層。物理層又分為物理層信號（PLS）、物理 媒體連接（PMA）及介質從屬接口（MDI）三部分，完成電氣的連接、實現驅動 器/接收器特性、同步、定時、位編碼解碼等功能。數據鏈路層分為邏輯鏈路控制（LLC）與媒體訪問控制（MAC）兩部分，分別完成驗收濾波、過載通知、恢復 管理，以及數據包裝/解包、幀編碼、介質訪問管理。出錯檢測、應答等功能，如
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圖5.2所示。實際應用CAN總線時，用戶可根據需要實現應用層的功能。由于應 用層協議數據直接取自數據鏈路層或直接向鏈路層寫數據，結構層次大為簡化，所以系統控制信號的實時傳送性能大幅度提高。
圖5.2 CAN總線ISO/OSI參考模型層結構
Fig.5.2 ISO/OSI reference model of CAN bus
5.2 CANopen協議[51]
CAN總線僅僅定義了物理層和數據鏈路層，而沒有規定應用層，本身并不完
整，需要一個高層協議來定義CAN報文中的11/29位標識符、8字節數據的使用。而且，基于CAN總線的工業自動化應用中，越來越需要一個開放的、標準化的高 層協議：這個協議支持各種CAN廠商設備的互用性、互換性，能夠實現在CAN 網絡中提供標準的、統一的系統通訊模式，提供設備功能描述方式，執行網絡管 理功能。CANopen協議在這種需求下應運而生，此協議是在20世紀90年代末，由CiA組織（CAN-in-Automation）在CAL（CAN Application Layer）的基礎上發 展而來，一經推出便在歐洲得到了廣泛的認可與應用。經過對CANopen協議規范 文本的多次修改，使得CANopen協議的穩定性、實時性、抗干擾性都得到了進一 步的提高。并且CIA在各個行業不斷推出設備子協議，使CANopen協議在各個行 業得到更快的發展與推廣。目前CANopen協議已經在運動控制、車輛工業、電機 驅動、工程機械、船舶海運等行業得到廣泛的應用。
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如圖5.3所示為CANopen設備結構圖，CANopen協議通常分為通訊、對象字
典、以及用戶應用層三個部分
圖5.3 CANopen設備結構圖
Fig.5.3 Schematic diagram of CANopen equipment
通信接口和協議軟件提供在總線上收發通信對象的服務。不同CANopen設備
間的通信都是通過通信對象完成的。這一部分直接面向CAN控制器進行操作。
對象字典描述了設備使用的所有數據類型、通信對象和應用對象，是一個
CANopen設備的核心部分。對象字典位于通信程序和應用程序之間，向應用程序 提供接口。
5.3 控制電路實現
船舶在航行時根據不同的情況需要不同的操舵模式，常用的有手動應急操舵，隨動操舵和自動操舵（目前主要是使船舶保持在固定航向上）。根據實際需要設計 了基于CAN總線的PLC控制的舵機原理方塊圖，如圖5.4所示。其工作原理為：由 舵輪產生一個轉向及轉速信號，通過轉角傳感器，經A/D轉換為相應的數字信號輸 入PLC1中，與經PLC2的D/A并通過CAN總線傳送到PLC1的舵角反饋信號比較，比 較后得到的偏差信號經過校正運算，得到控制信號，PLC1將控制信號經CAN總線 傳送到PLC2，D/A轉換后發送到比例放大器中，比例放大器根據控制信號的正負 及大小驅動比例電磁鐵，從而推動功率級閥芯產生一定的開口，使液壓油能夠進 入液壓缸推動螺旋作動器運動，最終帶動舵葉轉動。舵轉動后由舵角檢測傳感器 產生舵轉角信號，經A/D轉換變成數字信號通過CAN總線傳輸到主控制器中與輸入 信號繼續比較，如此形成閉環控制周期。系統控制功能圖如圖5.5所示[52]，控制流 程圖如圖5.6所示。
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圖5.4 舵機控制原理圖
Fig.5.4 Schematic diagram of steering gear control
圖5.5 控制功能圖
Fig.5.5 Function diagram of control
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圖5.6 控制流程圖
Fig.5.6 Flow diagram of control
5.3.1 主電路設計
電源開關主泵電機備用泵電機變壓器及急停開關及控制部分熔斷器主泵、備用泵電機控制PLC控制
QS
A QA
FU3 B FU4L1 24V電源C FU5
N FU1
FU2
FU6 KN1.0 KM1.0 HL1
FR1
KN1.1 KM1.1 0V
KM1.0
KM2.0
N KN1.2 KM1.2
KN2.0FR1
KM2.0 3
FR2
FR2
KM2.1KN2.1 KN2.2 KM2.2
U1 V1W1
YA1KA1
KM1.2
M1
M2 KM2.2
YA2KA2
U2 V2W2
KM1.1
KM2.1
圖5.7 電氣控制主電路圖
Fig.5.7 Main circuit of electrical control
TC
220V
PLC
第二篇：液壓千斤頂設計說明書
液壓千斤頂研究設計報告
一、液壓千斤頂功能分析。
千斤頂是一種起重高度小(小于1m)的最簡單的起重設備。它有機械式和液壓式兩種。機械式千斤頂又有齒條式與螺旋式兩種，由于起重量小，操作費力，一般只用于機械維修工作，在修橋過程中不適用。液壓式千斤頂又稱油壓千斤頂，是一種采用柱塞或液壓缸作為剛性頂舉件的千斤頂，其結構緊湊，工作平穩，有自鎖作用，故使用廣泛。其缺點是起重高度有限，起升速度慢。
液壓千斤頂充分運用了帕斯卡原理，實現了力的傳遞和放大，使得用微小的力就可以頂起重量很大的物體。在液壓千斤頂中，除了其自身所具有的元件外，還需要一種很重要的介質，即工作介質，又叫液壓油。液壓油的好壞直接影響到千斤頂能否正常地工作。因此，就需要液壓油具有良好的性能。在液壓千斤頂中，液壓油所應該具備的功能有以下幾點：
1．傳動，即把千斤頂中活塞賦予的能量傳遞給執行元件。
2．潤滑，對活塞、單向閥、回油閥桿和執行元件等運動元件進行潤滑。3．冷卻，吸收并帶出千斤頂液壓裝置所產生的熱量。
4．防銹，防止對液壓千斤頂內的液壓元件所用的金屬產生銹蝕。除此之外，液壓油還需要有以下這些工作性能的要求。1．可壓縮性。可壓縮性小可以確保傳動的準確性。2．粘溫特性。要有一個合適的粘度并隨溫度的變化小。
3．潤滑性。油膜對材料表面要有牢固的吸附力，同時油膜的抗擠壓強度要高。
4．安定性。油不能因熱、氧化或水解而變化，使用的壽命要長。5．相容性。對金屬、密封件、橡膠軟管、涂料等有良好的相容性。液壓千斤頂廣泛使用在電力維護，橋梁維修，重物頂升，靜力壓樁，基礎沉降，橋梁及船舶修造，特別在公路鐵路建設當中及機械校調、設備拆卸等方面。由于液壓用途廣泛，所以行程范圍也需要比較廣。
二、液壓千斤頂工作原理
液壓千斤頂工作時，扳手往上走帶動小活塞向上，油箱里的油通過油管和單向閥門被吸進小活塞下部，扳手往下壓時帶動小活塞向下，油箱與小活塞下部油路被單向閥門堵上，小活塞下部的油通過內部油路和單向閥門被壓進大活塞下部，因杠桿作用小活塞下部壓力增大數十倍，大活塞面積又是小活塞面積的數十倍，由手動產生的油壓被擠進大活塞，由帕斯卡原理（液壓傳遞壓強不變的原理，受力面積越大壓力越大，面積越小壓力越?。┲笮』钊娣e比與壓力比相同。這樣一來，手上的力通過扳手到小活塞上增大了十多倍(暫按15倍)，小活塞到大活塞力有增大十多倍(暫按
圖1帕斯卡原理圖
15倍)，到大活塞（頂車時伸出的活動部分）力=15X15=225倍的力量了，假若手上用每20公斤力，就可以產生20X225=4500公斤（4.5噸）的力量。工作原理就是如此。當用完后，有一個平時關閉的閥門手動打開，油就靠汽車重量將油擠回油箱。
三、自鎖原理
圖2單向閥自鎖
單向閥自鎖：為了能實現千斤頂在支撐中實現自鎖，此設計采用單向閥組成設計回路。在液壓千斤頂在小油缸與大油缸之間設置有一個單向閥。在手柄向上提升帶動小油缸中的小活塞時，由于小油缸與大油缸之間設有單向閥，此時單向閥處于關閉狀態，大油缸中的油液并不會回流至小油缸。在手柄下壓帶動活塞壓油液時，小油缸與大油缸之間的單向閥處于開啟狀態，而小油缸與儲油裝置之間的單向閥處于關閉狀態，油液進入大油缸將負載頂起。將負載頂到目標高度后，大油缸與小油缸之間的單向閥仍處于工作狀態，油液只能存在大油缸之中，負載無法下行，形成自鎖。
液壓千斤頂頂起重物后，靠液壓單向閥能起鎖緊作用，但專業人士都知道，液壓系統都有泄漏現象，壓力越大泄漏越嚴重，液壓缸內高壓油一泄漏液壓桿肯定要下行，時間越長下滑越明顯。這說明液壓千斤頂頂起的重物自鎖時間不能過長，這勢必對操作者造成一定的心里壓力，為了避免液壓系統因泄漏而造成的不良后果，消除操作者心里負擔，我們的設計除液壓自鎖外，還設置了機械自鎖裝置。
機械自鎖：在大活塞螺旋桿和液壓千斤頂外殼設計鎖緊螺母，當液壓千斤頂在任意高度頂起重物需要鎖緊時，旋緊鎖緊螺母，使之與液壓千斤頂外殼頂端完全接觸，外載荷由鎖緊螺母傳給液壓千斤頂的外殼，液壓缸活塞不承受載荷，液壓系統可以卸荷。鎖緊螺母與螺旋桿采用梯形螺紋傳動，頂起重物后，由手動旋合鎖緊螺母，達到鎖緊目的（如圖3）。
四、結構設計
（1）螺旋傳動機構，增大起重行程
液壓千斤頂中的活塞桿是千斤頂頂起重物的執行部件，液壓桿的長度，就是千斤頂頂起重物的最大行程。要增大液壓千斤頂頂起重物的行程，就必須增加活塞桿的長度，這勢必增大了液壓千斤頂的體積和輸油量。為了避免這些困惑，將活塞桿進行改良設計，如圖4所示，加設螺旋配合機構，采用梯形螺紋傳動，能承受較大的載荷，由于螺旋桿能上下螺旋移動，就增大了液壓千斤頂的有效行程。螺旋桿頂部設計通孔，可以利用加長桿與之配合，旋轉螺桿，便能在頂起重物的狀態下增大頂起高度行程，當然也可以在沒有頂起重物時預先旋轉螺紋提升螺旋桿達到提高行程的目的。在不需要增大起重行程時，螺旋桿旋進活塞桿，保持原
圖4
圖3螺母鎖緊裝置
來的起重行程。
（2）扳手省力結構
液壓千斤頂雖然能利用帕斯卡原理，利用大油缸面積大于油缸截面面積縮小力。但考慮到材料強度及設備體積原因（小油缸面積不能過小，要保證一定的壁厚及小活塞的壓桿
圖5油泵扳手
穩定，大油缸面積不能過大），大油缸與小油缸的截面積之比一般設計在10到20 之間（我們設計取15）。我們發現這個面積比只能將力縮小到原載荷的十五分之一。這是遠遠不夠的，所以我們將手動油泵扳手設計成杠桿（如圖5）。最左端豎直桿與底座相連，右邊與滑套相連的為活塞桿，橫桿為扳手。根據杠桿原理，各部分設計合理距離以及桿長設計合理，這個可將力縮小為小活塞受力的十五分之一。這樣就可將力縮小至負載的1/225。（3）出油裝置
圖6底部油通道
上述已闡明如何將負載頂起。在工作結束的時候需要卸載，這就需要一個將大油缸中的油液排除的裝置。圖6為底部油通道示意圖?？梢钥闯?，1通道為油液進入手動油泵的通道（油液存儲在外油箱中）。圖6中的2出口就是工作結束卸載時油液的通道。考慮到千斤頂正常工作時油液不能從大油缸中流出，因此在2通道口裝有一個手動閥，在工作結束后打開手動閥，讓油在負載的作用下流回外油箱中，完成卸載。
五、設計心得
這次設計的大作業，是現代機械設備中應用較為廣泛的一種伸縮傳動裝置——千斤頂。由于理論知識不足，而且平時幾乎沒有設計的經驗，在一開始的時候有些手忙腳亂，不知道該從什么地方入手。在本次大作業的完成過程中，讓我感觸最深的就是要不斷地查閱資料和修改圖紙使得我們的設計更加符合現實生活中的標準。我們作為機械工程專業的學生，最重要的就是要時時刻刻與實際相結合，所設計的每一個機械部件、每一個零件都必須不離實際。與藝術家可以盡情的幻想不同，一切不切實際的構想就永遠只能是幻想，永遠無法成為設計。與此同時，在設計的過程中，需要用到AutoCAD軟件進行制圖。因此為了更加有效率地繪制各種零件圖、裝配圖，我們必須學會熟練的掌握它。
在設計過程結束后，我自己學到了不少的知識，也讓我撿起了很多遺忘的知識。在整個設計中我明白了很多東西，也培養了我工作和與人合作的能力，而且我也充分地體會道路在創造設計過程的艱辛和成功時的喜悅。盡管這個設計做得并不優秀，但這個在設計過程中所學到的東西將是我人生路上強有力的墊腳石，對我日后的工作、設計都會有很大的益處。
第三篇：液壓夾緊銑床夾具設計說明書
沈陽理工大學應用技術學院機械制造裝備課程設計說明書
前言
機械制造技術基礎是機械設計制造及其自動化（或機械工程及自動化）專業的一門重要的專業基礎課。
機械設計是機械工程的重要組成部分，是決定機械性能的最主要因素。由于各產業對機械的性能要求不同而有許多專業性的機械設計。
在機械制造廠的生產過程中,用來安裝工件使之固定在正確位置上,完成其切削加工、檢驗、裝配、焊接等工作,所使用的工藝裝備統稱為夾具。如機床夾具、檢驗夾具、焊接夾具、裝配夾具等。
機床夾具的作用可歸納為以下四個方面：
1.保證加工精度
機床夾具可準確確定工件、刀具和機床之間的相對位置，可以保證加工精度。
2.提高生產效率
機床夾具可快速地將工件定位和夾緊，減少輔助時間。3.減少勞動強度
采用機械、氣動、液動等夾緊機構，可以減輕工人的勞動強度。
4.擴大機床的工藝范圍
利用機床夾具，可使機床的加工范圍擴大，例如在臥式車床刀架處安裝鏜孔夾具，可對箱體孔進行鏜孔加工。
機械制造裝備設計課程設計是機械設計中的一個重要的實踐性教學環節，也是機械類專業學生較為全面的機械設計訓練。其目的在于：
1.培養學生綜合運用機械設計基礎以及其他先修課程的理論知識和生產實際知識去分析和解決工程實際問題的能力，通過課設訓練可以鞏固、加深有關機械課設方面的理論知識。
2.學習和掌握一般機械設計的基本方法和步驟。培養獨立設計能力，為以后的專業課程及畢業設計打好基礎，做好準備。
3.使學生具有運用標準、規范手冊、圖冊和查詢有關設計資料的能力。
我國的裝備制造業盡管已有一定的基礎，規模也不小，實力較其它發展中國家雄厚。但畢竟技術基礎薄弱，滯后于制造業發展的需要。我們要以高度的使命感和責任感，采取更加有效的措施，克服發展中存在的問題，把我國從一個制造業大國建設成為一個制造強國，成為世界級制造業基礎地之一。
沈陽理工大學應用技術學院機械制造裝備課程設計說明書
1.產前準備
1.1年生產綱領
工件的年生產量是確定機床夾具總體方案的重要依據之一。如工件的年生產量很大，可采用多工件加工、機動夾緊或自動化程度較高的設計方案，采用此方案時，機床夾具的結構較復雜，制造成本較高；如工件的年生產量不大，可采用單件加工，手動夾緊的設計方案，以減小機床夾具的結構復雜程度及夾具的制作成本。如5萬件以上夾具復雜用全自動化的設備，5000件小批量生產用手動設備。
1.2生產條件 1.3零件工藝分析
本次課設是要為此圖1-3-1汽缸體銑削上表面
圖1-3-1
零件圖標出了工件的尺寸、形狀和位置、表面粗糙度等總體要求，它決定了工件在機床夾具中的放置方法，是設計機床夾具總體結構的依據,本工件放置方法應如圖1-3-1所示。工序圖給出了零件本工序的工序基準、已加工表面、待加工表面，以及本工序的定位、夾緊原理方案。工件的工序基準、已加工表面決定了機床夾具的方位方案，如選用平面定位、孔定位以及外圓面定位等；定位方案的選擇依據六點定位原理和采用的機床加工方法，定位方案不一定要定六個自由度，但要完全定位。工件的待加工表面是選擇機床、刀具的依據。確定夾緊機構要依據零件的外型尺寸，選擇合適的定位點，確保夾緊力安全、可靠同時夾緊機構不能與刀具的運動軌跡相沖突。
沈陽理工大學應用技術學院機械制造裝備課程設計說明書
2.夾具結構設計
2.1定位機構
圖2-1-1定位心軸
在夾具設計中，定位方案不合理，工件的加工精度就無法保證。工作定位方案的確定是夾具設計中首先要解決的問題。
根據工序圖給出的定位元件方案，按有關標準正確選擇定位元件或定位的組合。在機床夾具的使用過程中，工件的批量越大，定位元件的磨損越快，選用標準定位元件增加了夾具零件的互換性，方便機床夾具的維修和維護。
設計夾具是原則上應選該工藝基準為定位基準。無論是工藝基準還是定為基準，均應符合六點定位原理。
2.2夾緊機構
沈陽理工大學應用技術學院機械制造裝備課程設計說明書
圖2-2-1工件放置方式
1.夾緊的目的：使工件在加工過程中保持已獲得的定位不被破壞，同時保證加工精度。.夾緊力的方向的確定：
1）夾緊力的方向應有利于工件的準確定位，而不能破壞定位，一般要求主夾緊力應垂直于第一定位基準面。
2）夾緊力的方向應與工件剛度高的方向一致，以利于減少工件的變形。
3）夾緊力的方向盡可能與切削力、重力方向一致，有利于減小夾緊力。.夾緊力的作用點的選擇：
1）夾緊力的作用點應與支承點“點對點”對應，或在支承點確定的區域內，以避免破壞定位或造成較大的夾緊變形。
2）夾緊力的作用點應選擇在工件剛度高的部位。
3）夾緊力的作用點和支承點盡可能靠近切削部位，以提高工件切削部位的剛度和抗振性。
4）夾緊力的反作用力不應使夾具產生影響加工精度的變形。
4.選擇夾緊機構：
設計夾緊機構一般應遵循以下主要原則： 1)夾緊必須保證定位準確可靠，而不能破壞定位。沈陽理工大學應用技術學院機械制造裝備課程設計說明書
2)工件和夾具的變形必須在允許的范圍內。
3)夾緊機構必須可靠。夾緊機構各元件要有足夠的強度和剛度，手動夾緊機構 4)必須保證自鎖，機動夾緊應有聯鎖保護裝置，夾緊行程必須足夠。5)夾緊機構操作必須安全、省力、方便、迅速、符合工人操作習慣。6)夾緊機構的復雜程度、自動化程度必須與生產綱領和工廠的條件相適應。
圖2-2-2夾緊機構
選用螺栓螺母夾緊機構來對被加工工件進行夾緊。
螺栓螺母夾緊機構的特點：①結構簡單，制造方便加緊可靠施力范圍大；②自鎖
性能好操；③擴力比80以上，行程S不受限制；④加緊工作慢，效力低。
2.3機床夾具的總體形式
機床夾具的總體形式一般應根據工件的形狀、大小、加工內容及選用機床等因素來確定。
夾具的組成歸納為：
1）定位元件及定位裝置 用于確定工件正確位置的元件或裝置。2）夾緊元件及夾緊裝置 用于固定元件已獲得的正確位置的元件或裝置。3）導向及對刀元件 用于確定工件與刀具相互位置的元件。
4）動力裝置在成批生產中，為了減輕工人勞動強度，提高生產率，常采用氣動、液動等動力裝置。
5）夾具體用于將各種元件裝置連接在一體，并通過它將整個夾具安裝在機床上。6）其他元件及裝置 根據加工需要來設置的元件或裝置。2.3.1確定夾具體： 沈陽理工大學應用技術學院機械制造裝備課程設計說明書
夾具體上一般不設定位和定向裝置，特別是臺鉆、立鉆和搖臂鉆上使用時，但夾具體底板上一般都設有翻邊或留一些平臺面，以便夾具在機床工作臺上固定。夾具體一般是設計成平板式（有些夾具體鑄造成特殊形狀），保證具有足夠的剛性。它用來固定定位元件、加緊機構和聯接體，并于機床可靠聯接。2.3.2確定聯接體：
聯接體是將導向裝置與夾具體聯接的工件，設計時主要考慮聯接體的剛性，合理布置聯接體的位置，給定位元件、夾緊機構留出空間。此夾具體的聯接裝置通過內六角螺栓和圓柱銷來定位，考慮到剛性問題，在相對應的位置上在用一個聯接體支承鉆套板，同樣用內六角螺栓定位。2.3.3夾具體的總體設計圖:
圖2-4-1總體圖
2.5繪制夾具零件圖
對裝配圖中需加工的零件圖均應繪制零件圖，零件圖應按制圖標準繪制。視圖盡可能與裝配圖上的位置一致。1.零件圖盡可能按1:1繪制。
2.零件圖上的尺寸公差、形位公差、技術要求應根據裝配圖上的配合種類、位置精度、技術要求而定。
3.零件的其他尺寸，如尺寸、形狀、位置、表面粗糙度等應標注完整。
4.零件圖名稱：
零件圖1定位軸
零件圖2支柱
零件圖3夾具體 零件圖4鉆模板
2.6 繪制夾具裝配圖
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1.裝配圖按1:3的比例繪制，用局部剖視圖完整清楚地表示出夾具的主要結構及夾具的工作原理。
2.視工件為透明體，用雙點劃線畫出主要部分（如輪廓、定位面、夾緊面和加工表面）。畫出定位元件、夾緊機構、導向裝置的位置。3.按夾緊狀態畫出夾緊元件和夾緊機構。
4.畫出夾具體及其它聯接用的元件（聯接體、螺釘等），將夾具各組成元件聯成一體。
此機床夾具要用到的零件如下： 1.壓板 2.擋銷 3.調整螺釘 4.校正塊 5.支承釘 6.螺釘 7.夾具體 沈陽理工大學應用技術學院機械制造裝備課程設計說明書
8.調節銷 9.定向塊 10.夾緊油缸手柄 11.鎖緊油缸手柄 12.鎖緊釘 13.輔助支承釘 14.量塊
5.標注必要的尺寸、配合、公差等
(1)夾具的外形輪廓尺寸，所設計夾具的最大長、寬、高尺寸。
(2)夾具與機床的聯系尺寸，即夾具在機床上的定位尺寸。如車床夾具的莫氏硬度、銑床夾具的對定裝置等。
(3)夾具與刀具的聯系尺寸，如用對刀塊塞尺的尺寸、對刀塊表面到定位表面的尺寸及公差。
(4)夾具中所有有配合關系的元件間應標注尺寸和配合種類。
(5)各定位元件之間，定位元件與導向元件之間，各導向元件之間應標注裝配后的位置尺寸和形位公差。
6.夾具裝備圖上應標注的技術要求(1)定位元件的定位面間相互位置精度。
(2)定位元件的定位表面與夾具安裝基面、定向基面間的相互位置精度。
(3)定位表面與導向元件工作面間的相互位置精度。
(4)各導向元件的工作面間的相互位置精度。
(5)夾具上有檢測基準面的話，還應標注定位表面，導向工作面與該基準面間的位置精度。
對于不同的機床夾具，對于夾具的具體結構和使用要求，應進行具體分析，訂出具體的技術要求。設計中可以參考機床夾具設計手冊以及同類的夾具圖樣資料。7.對零件編號，填寫標題欄和零件明細表：
每一個零件都必須有自己的編號，此編號是唯一的。在工廠的生產活動中，生產部件按零件編號生產、查找工作。
完整填寫標題欄，如裝配圖號、名稱、單位、設計者、比例等。
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完整填寫明細表，一般來說，加工工件填寫在明細表的下方，標準件、裝配件填寫在明細表的上方。注意，不能遺漏加工工件和標準件、配套件。8.機床夾具應滿足的基本要求包括下面幾方面：
1)保證加工精度 這是必須做到的最基本要求。其關鍵是正確的定位、夾緊和導向方案，夾具制造的技術要求，定位誤差的分析和驗算。
2)夾具的總體方案應與年生產綱領相適應 在大批量生產時，盡量采用快速、高效的定位、夾緊機構和動力裝置，提高自動化程度，符合生產節拍要求。在中、小批量生產時，夾具應有一定的可調性，以適應多品種工件的加工。
3)安全、方便、減輕勞動強度 機床夾具要有工作安全性考慮，必要時加保護裝置。要符合工人的操作位置和習慣，要有合適的工件裝卸位置和空間，使工人操作方便。大批量生產和工件笨重時，更需要減輕工人勞動強度。
4)排屑順暢 機床夾具中積集切屑會影響到工件的定位精度，切屑的熱量使工件和夾具產生熱變形，影響加工精度。清理切屑將增加輔助時間，降低生產率。因此夾具設計中要給予排屑問題充分的重視。
5)機床夾具應有良好的強度、剛度和結構工藝性 機床夾具設計時，要方便制造、檢測、調整和裝配，有利于提高夾具的制造精度。
結論
在這次歷時兩個禮拜的課程設計中，發現自己在理論與實踐中有很多的不足，自己知識中存在著很多漏洞，看到了自己的實踐經驗還是比較缺乏，理論到實踐的能力還急需提高。讓我認識到了仔細認真的重要性。
這次課程設計讓我們更能注意到細枝末節。這次課設使我對機床夾具設計有了更深刻的理解，特別使其中的技術要求。同時感覺到了細節的重要性。有時候我們我們錯的并不是理論，而是我們很容易忽略的線型和該刪掉的線我們沒有刪掉。作為一個設計者不僅應掌握良好的專業知識，有一個認真仔細的心態，還有有一個冷靜的心態，遇到問題不能慌亂，不知所措
首先根據工件的加工要求，我選擇了鉆床，因此加工方向式垂直與水平面的。然后工件主要定位部分為直徑為φ30mm的中心孔和一側端面，用長銷小平面定五個自由度。雖然沒有滿足六個自由度的要求，但是不影響機床夾具的工作。因為被加工件需要鉆2個孔不限制Z向的旋轉會增進效率。最后是將定位銷和支承板固定在夾具體上，沈陽理工大學應用技術學院機械制造裝備課程設計說明書
利用銷定位、螺柱、螺母和內六角螺釘進行定位、夾緊。這樣將工件穩固的夾緊在機床上，能更方便，準確的進行鉆孔加工。通過以上這些步驟，此機床夾具可以正常工作，此項設計方案可實施。通過精度驗算可知，此項機床夾具可施行。工件的定位、夾緊符合要求。
在設計的過程中，雖然感覺到了我的不足之處，但是我也學到了不少東西。在一定程度上，使我對以前學習過的東西有了加深理解和熟練操作。課程設計是機械專業學習的一個重要的、總結性的理論和實踐相結合的教學環節，是綜合運用所學知識和技能的具體實踐過程。通過本次夾具設計，我對所學的專業知識有了更深刻的理解和認識。課程設計內容源于生產實踐，使得課程設計和實踐得到了充分的結合，有利于培養解決工程實際問題的能力。上學期在沈飛進工廠實習或參觀的時候對夾具也有所了解，而這次課程設計的經歷，使我對夾具有了更深刻的認識
我們在這次的學習實踐中看到了自己的不足，同時發現到自己的一個不足，意味著我們成長了一點，如果我們每天成長一點點，那么我們會穩扎穩打的走向成功。
致謝
為期兩周的課程設計轉眼就過去了。通過這兩個星期的課程設計，使我綜合的運用了幾年所學的專業知識。在課程設計中，發現自己在理論與實踐中有很多的不足，自己知識中存在著很多漏洞，看到了自己的實踐經驗還是比較缺乏，理論到實踐的能力還急需提高。
首先，感謝學校給我們提供這次難得的實習機會，這讓我真切的體會到理論與實際相結合的意義，為我今后的機械制造技術設計思路奠定了基礎。從次課程設計中能讓我們學習到一些課本中不能引起我們注意的細節東西，感謝學校為我們提供的寶貴學習機會！
我非常感謝我的指導教師張福老師和張海華老師。兩周來，我時刻體會著兩位老師嚴肅的科學態度，嚴謹的治學精神，精益求精的工作作風，不論天氣有多么的炎熱，都會在我們身邊細心指導。在課外時間，我們不明白一些設計的問題和有關畫圖方面的問題時，每次去老師那里，老師都會在百忙之中給我們足夠的時間去問問題，有時還會和我坐下來一起討論設計的方案。當我的提出的方案不是經濟實用的時候老師會細心講解給予更好的意見。整個過程，兩位老師都傾注了大量的心血。正是在老師科學、嚴謹的指導下，我的課程設計才能順利進行，這篇論文也才得以順利完成。兩位 沈陽理工大學應用技術學院機械制造裝備課程設計說明書
老師不僅在學習上對我嚴格要求，在我們的思想行為上都給予了教育與指導。
這次課程設計雖然我完成的不是很成熟，但是通過老師的幫助和自己的努力完成課程設計還是讓我有一種自豪感，這是我自己真的去思考，設計，查詢資料得來的成果。在這次課程設計結束的時候，我感到有一種輕松感，不是因為課程設計不用再做了，而是因為我從這次課程設計中獲得了知識，有所學、有所用。更加知道我們將來能做什么，會做什么，該做什么。讓我們對行業有了了解，讓我們對自己的未來有了規劃。
感謝兩位老師的細心指導！
參考文獻
[1] 作者：吳宗澤，羅圣國，書名《機械設計課程設計手冊》，出版者：高等教育出版社，出版年：1999，引用部分起止頁：37～46。
[2] 作者：李慶余，書名《機械制造裝備設計》，出版者：機械工業出版社，出版年：2008年，版次：2版
[3] 作者：張海華，書名《機械制造裝備設計指導書》，出版者：機械工程系，引用部分起止頁：44～46頁。
[4] 作者：薛源順，書名《機床夾具圖冊》，出版者：機械工業出版社，出版年2003年，版次：1版
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第四篇：液壓系統設計問題
畢業兩年有余，此間設計過一些系統，碰到過很多問題，總結出一些東西，由于小弟經驗有限，見識尚淺，所以可能有不少錯誤，以下總結僅為各位看法，供大家討論，不對的地方還望各位大俠指教，謝謝!
1、流速：吸油管路為0.5-1m/s，壓油管路為6-8 m/s，回油管路為2-3 m/s，先導管路為1.2 m/s。
2、任何時候吸油管和泄油管都要在液面以下至少2.5倍的直徑，但不得小于100mm。吸油、回油泄油管之間的間距最少不得小于250mm。
3、壓力表選用：壓力較平穩時，最大壓力值不超過測量上限的2/3；壓力波動時，其壓力值不應超過測量上限的1/2，最低壓力不能低于測量上限的1／3
11、溢流閥A和B的規格和調定值均相同，并且所在回路的兩個泵并聯供油時，有時溢流閥發出很強的噪聲，產生共振。
12、所屬不同泵的兩個溢流閥的回油管最好分別接回油箱，如果回路管接在一起，當兩個泵同時工作時，有時會產生很大的噪聲。
14、對于先導式溢流閥而言，壓力表一般接在溢流閥的進油口，而不是遙控口。
15、使用同步閥時，實際流量要盡量與額定流量相同。實際流量偏小時，誤差會增大。
21、負載漂移：負載的速度隨著負載力的變化而改變。
22、液壓系統的動態響應性主要是指當負載發生變化時，流量能否快速的跟隨著發生變化。
24、外嚙合齒輪泵：采用斜圓弧齒，噪音低，流量脈動小。
25、渦流離心過濾器：濾頭設計使得更換濾芯容易；濾芯受力均勻，工作時無振動；液流進入后發生渦流，使顆粒沉淀到底部，從而直接排除。
30、安裝液壓缸應牢固可靠,為防止熱膨脹影響,當行程大和溫度高時,缸的一端必須保持浮動。
31、使用預壓縮容積法減少流量和壓力波動。
33、密封理論認為：在一個動態柔性密封及其配合面之間存在一層完整的潤滑膜。在正常狀態下，正是借助這層潤滑膜來達到密封目的并延長密封件壽命。
34、油封(旋轉動密封)的密封機理由潤滑特性和密封原理兩部分組成。潤滑特性：油封的摩擦特性受流體的粘度與滑動速度支配，油封與軸的相對滑動表面在油膜分離的潤滑狀態下運動，因此保持摩擦阻力小，磨損小。密封原理：油封滑動接觸面上油的流動是從大氣側流向油側又從油側流向大氣側的循環?；瑒用娴臐櫥己?，可防止磨損的進行，由此沒有泄漏。當系統運動速度過高時，影響連續的潤滑膜的形成，導致摩擦熱增加，超出密封材料的耐溫范圍則造成密封件的損壞。壓力過大時，除影響油膜形成，還會對橡塑密封件產生“擠隙”作用，一般可采用加“擋圈”來改善。
45、行走液壓的所有元件和管道系統都不可避免地要經常承受行駛中的顛簸和沖擊載荷 因此一般不采用疊加閥那樣的安裝形式，行走機械中常用的多片組合式多路滑閥的夾緊螺栓要比工業液壓中疊加閥的粗得多，工業液壓裝用的一些型式的冷卻器也經不住行駛時加速度的慣性力負荷。
46、行走機械的載荷不確定性較強 主要體現為系統壓力波動劇烈，因此選用元件時應有較大的瞬間耐壓強度儲備；工業固定設備的載荷及相關的液壓系統的壓力則較有規律，功率型
元件的平均負荷率通常定得較飽滿，需要更多地關注在連續帶載運行情況下的壽命和可靠性問題。50、液壓件用螺釘與螺栓一般用8.8、10.9、12.9級，32MPa以上用12.9級，材料用35CrMo、30CrMnSi或Q420合金結構鋼，螺母材料一般比螺栓的軟些。
52、軸向柱塞泵的發展趨勢是：高壓化、高速化、大流量化。要實現這些目標的關鍵問題之一是要合理設計軸向柱塞泵中的各種類型的摩擦副，使之形成適當的油膜，以提高柱塞泵的工作效率和壽命。
53、液體粘性傳動（HVD）是一種利用摩擦副之間的油膜剪切來傳遞動力的新型傳動形式，在大功率風機、水泵調速節能方面有著廣泛的應用前景。
54、氣穴是液壓系統中常見的一種有害現象，經常發生在閥口附近。不僅破壞了流體的連續性、降低了介質的物理特性，而且引起振動和噪聲。同時系統效率降低，動態特性惡化。
58、過濾器初始壓降不得大于旁通閥壓力的1/3。
59、齒輪泵，轉速增加到1000rpm后，壓力脈動將會有很大改善。60、擺線馬達的噪音很小，但是其效率比較低。62、泵與馬達效率：
容積效率：泄露、液體壓縮
機械效率：摩擦、噪音、壓力損失
63、控制器電流輸入的抗干擾能力好（相比電壓輸入）67、油缸內泄小于0.05ml/min。油缸運行速度小于400mm/s 68、閥塊材料：高壓采用45鋼或者35鋼鍛打后直接機加工或者機加工后調制處理HB200-240。低壓可以采用20或者Q235（焊接性能好）。
69、薩澳推薦經驗：V補=V系*0.1（V補為補油泵排量，V系為系統中泵與馬達的排量綜合）但是該經驗公式不適用于以下場合（高沖擊負載、長管路工況3-5m以上，低速大扭矩工況），系統的沖洗流量Q沖洗=（20%-40%）*Q系統。
70、薩澳馬達（90、H1、51系列）用于開始回路時，回油口必須至少有7bar的背壓。72、負載敏感泵Ls管路選取原則：ls管路容積至少為泵出口到ls信號采集點之間管路容積的10%或更多，以提提高泵的響應速度。
73、負載敏感泵ls壓力設定規則：增加ls壓力可以提高泵的響應速度但是待機能耗增加，一半ls壓力為16-20bar，可根據負載敏感閥標定流量時的壓差來調定泵上的ls壓力值。74、設備液壓油第一次換油時間：工作500h。以后沒1200-1500h換油。78、比例方向閥閥芯V型槽口： 加速和減速控制性好；C型槽口流量大。
79、比例閥一般為正遮蓋，中位死區為5%—20%，伺服閥為零遮蓋。比例閥的滯環為3%—7%，帶位置反饋的為0.3%-1%，伺服閥滯環為0.1%-0.5%。80、電磁閥電磁鐵多為吸力。
第五篇：液壓系統管路設計注意事項
液壓系統管路設計注意事項
一．液壓系統普遍存在的問題 1． 可靠性問題（壽命和穩定性）
（1）國產元件質量差，不穩定；（2）設計水平低，系統不完善。2． 振動與噪音
（1）系統中存在氣體，沒有排凈。（2）吸油管密封不好，吸進空氣。（3）系統壓力高。（4）管子管卡固定不合理。
（5）選用液壓元件規格不合理，如小流量選用大通徑的閥，產生低頻振蕩；系統壓力在某一段產生共振。3． 效率問題
液壓系統的效率一般較低，只有80％左右或更低。系統效率低的原因主要由于發熱、漏油、回油背壓大造成。4． 發熱問題
系統發熱的原因主要由于節流調速、溢流閥溢流、系統中存在氣體、回油背壓大引起。5． 漏油問題
（1）元件質量（包括液壓件、密封件、管接頭）不好，漏油。（2）密封件形式是否合理，如單向密封、雙向密封。（3）管路的制作是否合理，管子憋勁。（4）不正常振動引起管接頭松動。
（5）液壓元件連接螺釘的剛度不夠，如國內疊加閥漏油。（6）油路塊、管接頭加工精度不夠，如密封槽尺寸不正確，光潔度、形位公差要求不合理，漏油。6． 維修問題 維修難，主要原因：
（1）設計考慮不周到，維修空間小，維修不便。（2）要求維修工人技術水平高。
液壓系統技術含量較高，要求工人技術水平高，出現故障，需要判斷準確，不僅減少工作量，而且節約維修成本，因為液壓系統充滿了液壓油，拆卸一次，必定要流出一些油，而這些油是不允許再加入系統中使用。另外，拆卸過程有可能將臟東西帶入系統，埋下事故隱患。因此要求工人提高技術水平，判斷正確非常必要。7． 液壓系統的價格問題
液壓系統相對機械產品，元件制造精度高，因此成本高。二． 如何保證液壓系統正常使用
液壓系統正常工作，需要滿足以下條件： 1． 系統干凈
系統出現故障，70％都是由于系統中有臟東西如鐵屑、焊渣、鐵銹、漆皮等引起。例如，這類污染物，如果堵住溢流閥中的小孔（0.2mm）就建立不了壓力；如果卡在方向閥閥芯，就導致不能換向，功能不對；如果堵住柱塞泵滑靴的小孔，就產生干摩擦，損壞泵。另外，特別強調一點，如果水進入液壓油中，導致液壓油乳化，最容易引起堵住柱塞泵滑靴的小孔，就產生干摩擦，損壞泵。如何保證系統干凈，應注意：
（2）選用性能好的過濾器，系統應設有多級精度過濾，不是精度越高越好，應該有粗有細，根據元件對過濾精度的要求選擇。
（3）裝配時，每一件零件都要打毛刺，清洗干凈；焊接管路，接頭焊縫都要用銑刀銑去內孔焊渣、焊瘤。管子要進行酸洗處理。
（4）管子不要大拆大卸；拆下的液壓件和管路要保證清潔。（5）臨時增加管子的處理，首先酸洗，然后用大空壓機吹，加上汽油，吹到發白為止。（6）加油要進行過濾。
（7）運輸過程中，注意密封，保證液壓元件、管件不被污染。2． 無氣
系統中有氣體，性能不穩定，壓力波動大，引起發熱。特別是吸油管密封不好，又發現不了，沒有油漏出，但氣體卻被吸入。吸油管的密封要特別注意。
如何保證系統沒有氣體，應考慮：
（1）系統應有放氣閥，每次調試前都要排氣，包括維修后開車。（2）吸油管路密封可靠，加避震管防止接頭憋勁。3． 油溫合理
油溫過高，引起油的粘度變小或變質。粘度變小，影響系統性能，內泄增加；變質，則可能損壞液壓元件。4．不漏油
三． 液壓系統設計中應注意的問題
如何解決液壓系統存在的各種問題，安全可靠，延長使用壽命。首先設計要合理。
? 可靠性問題
提高液壓系統的可靠性，建議采用以下幾種方法： 1． 選用性能優良、制造水平高的液壓元件。2． 降低指標使用。
如選用額定壓力為32MPA的液壓元件，其經常使用的壓力為21－25MPA之間；如泵馬達的轉速為3250rpm，使用到1000－1500 rpm，這樣就可以提高安全系數，提高元件使用壽命。
3． 盡量選用一家生產的液壓元件，以利提高質量及解決備件問題。
4． 非標元件盡量使用由專業液壓廠生產的元件、元素，以保證質量，降低成本，提高標準化水平和解決備件供應問題。5． 完善保護措施，提高安全可靠性。（3）采用雙泵系統。（4）增加需要現場工人調整的安全閥。（5）加強過濾，保證系統清潔。（6）增加油溫指示和報警。（7）增強系統的密封性能。（8）增加失壓報警和油位報警。
? 振動與噪音問題
振動厲害，噪音大，是液壓系統普遍存在的問題之一。減少振動，降低噪音，具有重要的意義。選用低噪音的泵和其他液壓件，目前很困難。在設計上需要考慮的是： 1． 降低泵的轉速。2． 降低使用壓力。
3． 合理選擇液壓元件和參數，不要產生吸空現象。
4． 把泵站閥架分開，并加減震墊，各部分之間均有軟管連接。
? 發熱問題的解決 1． 采用容積式調速系統
2． 閉式系統中，加強系統換熱，確定在特定的情況下，最佳的補油量，換油量，補油壓力和換油壓力；對泵和馬達要爭取在缸體外換熱。
3． 加強冷卻，選用性能好的冷卻器。
4． 減少回油背壓，減少系統壓力損失，管路的流速要合理，匹配合適的通徑；管子轉彎避免急彎，小通徑可直接彎管制成，大直徑選用流線形的彎頭。5． 要有泄漏油口，直接接回油箱。舉一個例子，恒壓變量泵的泄漏油口接回油箱，中間裝了截至閥，使用中，截至閥的手柄位置不對，工人以為已經打開，實際上卻是處于關閉狀態。結果，變量泵的輸出軸的油封被擠壞，漏油，泵發熱。? 漏油問題的解決
漏是絕對的，不漏是相對的。
1．選用優良的液壓元件和連接方式，盡量集成，采用板式、疊加或插裝元件，減少管接頭。
2． 選用性能好的密封件，機械性能等級高的連接螺釘。3． 保證油路塊、管接頭、法蘭等加工件制造精度，尺寸正確，粗糙度要求合理，形位公差達到要求。
4． 硬管子與接頭不別勁，橫平豎直，不直，要對直，中間有登臺彎過渡；一根管子最少有一個彎，避免兩頭接頭互相牽扯。5． 軟管要平滑過渡，運動時不能產生多次彎折，運動到最大行程時，保證仍有一段直段；同時軟管長度要合理，過長成本高。
6． 加強管路的固定，不但要有合理數量的管卡，還要考慮保證固定管卡的基礎，也要有剛度，避免振動引起接頭松動，產生漏油。? 維修問題
設計中，在滿足功能的前提下，盡量簡化系統，優化設計，模塊化設計，減少故障點。不要多一個功能，就加一個元件；要綜合考慮，簡化控制系統，達到一個元件擔任多種角色。同時，結構設計中，合理布置元件、管接頭，便于安裝、操作。對于管路講，閥架上的A、B口接頭錯開布置，就便于安裝維修。
? 價格問題
主機廠，自制液壓元件價格高。不同液壓件廠價格差別大，老廠生產的標準液壓件，價格低；引進技術生產的液壓元件，價格貴。進口液壓件，價格是國產件的幾倍，世界名牌廠家產品更貴。
1． 性價比是選擇液壓件的標準。
2． 進口件，工作可靠，能提高主機品牌，有品牌效應。3． 盡量選用標準液壓件，減少自制件。
4． 要注意選用大路貨，生產量大，銷路多的液壓件。5． 自制元件時，也要選擇液壓件廠生產的基本元件進行改裝，成本比自己制造低，還能保證質量。
6． 要向信譽好、質量可靠、價格優惠的廠家訂貨。
7． 在液壓元件的選取中，不單純追求技術指標高的液壓元件，要根據實際情況使用要求，性價比等做綜合考慮，選取滿足要求，價格合理的液壓元件。四． 液壓管路設計注意事項
（一）鋼管
1． 根據系統技術參數（工作壓力、工作流量）選定管子的材料、壁厚、通徑。見機械設計手冊第四卷P17-615~616頁。2． 選擇接頭形式。見機械設計手冊第四卷P17-617~618頁。3． 管子走向美觀、順暢，不干涉，對于設備上的管子，盡量沿著設備布置，與設備構成一體。4． 管子要橫平豎直，這是管子的基準。
5． 不允許管子與管子直接焊接，每根管子兩端要有管接頭，以便清理焊渣、酸洗槽酸洗，運輸。
6． 兩個接口之間的管子，不要設計成直的，容易漏油。7． 管子與接頭要垂直，如果不直，要對直，中間有登臺彎過渡。否則，容易漏油。
8． 管子轉彎盡量避免急彎，小通徑管子可直接彎管制成，大直徑管子選用流線形的彎頭。9． 管子變徑處，要有過渡接頭。10． 管子與接頭焊接處，要開坡口。
11． 焊接要求采用氬弧焊，至少用氬弧焊打底。
（二）軟管
1． 軟管一般應用在設備有振動和兩個接口有相對運動的場合。要求見機械設計手冊第四卷P17-772~774頁。2． 應盡量避免軟管的扭轉。3． 避免外部損傷。
4． 減少彎曲應力。在總的運動范圍內不超過允許的最小半徑，同時，不承受拉應力。彎曲半徑9－10倍軟管外徑。5． 安裝輔件，加以導向和保護。
（三）管夾
1． 管路要有管夾固定，間隔距離按設計手冊規定。見機械設計手冊第四卷P17-774頁。2． 管接頭附近應有管夾。
3． 管夾不宜布置在彎管半徑內，應布置在彎管兩端處。否則，管子沒有變形空間。
4． 設計雙層管路，走管溝時，使用雙層管夾；如果選不到合適的雙層管夾，使用單層管夾，支架不能固定在溝壁兩側，只能使用懸臂式，否則，鋼管維修時，不易拆卸?；蛘撸苯庸潭ㄔ跍媳?。
5． 固定管夾基礎一定要剛性好，否則，容易產生振動，嚴重時，甚至損壞管件。舉一個例子，液壓防爆絞車，工作壓力達到31.5Mpa，由于，固定管夾的支架直接固定在地面，側面懸空，系統震動導致接管開裂。
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