第一篇：船用液压舵机系统设计说明书
重庆大学 硕士学位论文
船舶液压舵机系统设计研究
姓名：王月
申请学位级别：硕士 专业：机械设计与自动化
指导教师：陈波
2012-06 重庆大学硕士学位论文
中文摘要
摘要
我国改革开放后与国外贸易量逐年增大，尤其是加入WTO后进入了快速发展
阶段，海运事业随着世界贸易的增长而快速发展，船舶行业随之迎来了黄金时期。但我国船舶配套设备制造能力一直滞后船舶主体制造能力，现已成为船舶行业快 速发展的瓶颈。舵机是控制船舶航向的重要设备，其性能的好坏对于船舶运动的 控制起着非常关键的作用。但目前国内对于船舶舵机的研究大多集中于船舶航向 及舵迹控制方面，对于舵机本身的运动转换机构、液压传动及电气控制方面研究 却相对较少。因此，研究开发高性能船舶舵机并实现量产，对于我国船舶行业配 套能力的加强、竞争力的提高具有重要意义。
本文通过分析研究船舶舵机作用原理及目前常用转舵机构，提出采用滚珠逆 螺旋机构作为转舵机构，构建新式舵机。根据船舶对舵机要求及螺旋作动器实际 需要，进行深入分析比较后，设计了舵机液压传动原理图，确定了电气控制方案。对舵机液压系统进行必要的简化后，分别建立了比例阀环节，阀控缸环节及角度 传感器等环节的数学模型，经适当变换最终得到了舵机的数学模型，并对舵机系 统的稳定性进行了分析。由于舵机闭环时域响应缓慢，且船舶在航行过程中受风、海浪等不确定因素影响，所以采用了不依赖对象模型的模糊PID校正，设计了模 糊PID控制器。运用MATLAB软件中的Simulink工具箱建立了系统动态仿真模型，并对系统进行了仿真分析。根据船舶舵机需远距离传送信号且干扰源多的情况，采取了操作室与舵机室分散控制，通过CAN总线连接通信的控制方式，有效提高 了控制及反馈信号传送的速率与质量。设计了主电路图、CANopen主站控制原理 图、CANopen从站控制原理图。
本文设计的船舶舵机系统，采用了新型转舵机构，有效减小了舵机体积及重 量；采用了电液比例控制，能有效提高船舶航行时舵角的定位精度，降低航行能 耗，减小换向冲击及噪声；将传统的PID校正与先进的模糊控制相结合，提高了 舵机的动态性能，增强舵机自适应能力；采用现场总线传输信号，提高了数据传 输速度及可靠性。对高性能船舶舵机的设计据有一定的指导意义。
关键词：船舶舵机，建模，模糊PID，仿真分析，PLC控制
I 重庆大学硕士学位论文
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 重庆大学硕士学位论文
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 重庆大学硕士学位论文
绪论 绪
论
1.1 船舶舵机介绍
1.1.1 舵机作用原理
舵机是船舶上的一种大甲板机械，是船舶最重要的辅机之一，用于控制船
舶航向。其对船舶的作用原理如图1.1所示
图1.1 舵作用原理
Fig.1.1 Action principle of steering gear
舵叶在水中的受力如图1.1所示。图中
摩擦力；
LF
NF
—舵叶两侧水压力（舵压力）；
rF
—
—升力；
DF
—阻力。在正舵位置，即舵转角0α=时。舵叶两侧所受 的水作用力相等，对船的运动方向不产生影响。当舵叶偏转任一角度α，两侧水 流如图1.1（a）所示。水流绕流舵叶时的流程在背水面就要比迎水面长，背水面 的流速也就较迎水面大，而其上的静压力也就较迎水面要小。舵叶两侧所受水压 力的合力称为舵压力，的背水面。除
NF
NF
将垂直于舵叶，作用于舵叶的压力中心
o，并指向舵叶
rF
外，水流对舵叶还会产生与舵叶中线方向一致的摩擦力。
NF 当舵叶偏转舵角α后，在舵叶的压力中心 o 上，就会产生一个大小等于
合力的水作用力 F。F 可分解为与水流方向垂直的升力 力 DF
LF
与
rF
和与水流方向平行的阻
：
LLFCAv
DDFCAv
ρ=
（1.1）
ρ=（1.2）
= xxCb
（1.3）
式中：
LC，DC，xC
分别为升力、阻力、压力中心系数，其大小随舵角而变，与舵叶几何形状有关，由模型试验测定；ρ—水的密度；A—舵叶的单侧浸水面积； 重庆大学硕士学位论文
绪论
v —舵叶处的水流速度； b —舵叶平均宽度。
在图1.1（b）中，我们假设在船舶重心 G 处加上一对方向相反而数值均等于
F
F的力1F、2。那么水作用力 F 对船体的作用，可用水作用力对船舶重心所产生的
力矩 sM
F和2的作用来代替。
sM 由 F 和1F
形成的力矩
迫使船舶绕其重心向偏舵方向回转，称为转船力矩
(sM)。
21()sin
ααρ=++≈=
（1.4）
sLcDcLLMFlXconFXFlCAvl
式中： l —舵杆轴线至船舶重心的距离； cX— 舵压力中心至舵杆轴线的距离。
由式（1.4）可知：转船力矩
sM
随舵角α的增大而增大，并在达到某一舵角时
M
； 出现极大值max
sM
出现极大值时的舵角数值与舵叶的几何形状有关，并主要取
决于舵叶的展弦比λ(λ=舵叶高度 A ／舵叶平均宽度 b)。λ越小，绕流的影响就越 大，即在同样舵角上所产生的舵压力越小，而达到最大转船力矩时的舵角就越大。舵叶的展弦比值受到船舶吃水及船尾形状等条件限制。海船(λ=2～2.5)，max M 舵角多介于30~35 角之间。
oo 的 舵
M
出现在35~45 之间，规定35 ；河船(λ=1.0～2.0)，max
o oo
F2
则可分解为 R 和 T 两个分力，纵向分力2sinRF
TF 力；横向分力2cos
α=，增加了船舶前进的阻
α=，使船向偏舵的相反方向漂移。由于水作用力 F 一般与
船舶的重心G并不在同一水平面上，所以船在转向的同时，还存在着横倾与纵倾 力矩。
在舵匀速转动时，需要的转舵扭矩 M（操舵装置对舵杆施加的力矩）即应等 于舵的水动力矩 aM和舵各支承处的总摩擦扭矩 的代数和，即：
fM
=+ afMMM
（1.5）
aM 表示舵压力
NF
对舵杆轴线所产生的力矩（称为舵的水动力矩），对于普通
=
平衡舵(0.15~0.2)faMM
在舵机设计时，确定舵机结构尺寸和工作参数的基本依据是公称转舵扭矩。
公称转舵扭矩指在规定的最大舵角时所能输出的最大扭矩，是根据船舶在最深航 海吃水和以最大营运航速前进时，将舵转到最大舵角所需要的扭矩来确定的。
1.1.2 船舶对舵机的要求
舵机是保持或改变船舶航向，保证安全航行的重要设备，一旦失灵，船即会
失去控制，甚至事故。因此，我国《钢质海船入级与建造规范》(1996)根据（国际 海上人命安全公约）（SOLAS公约）的规定，对舵机的基本技术要求是：
① 必须具有一套主操舵装置和一套辅操舵装置；或主操舵装置有两套以上的
动力设备，当其中之一失效时，另一套应能迅速投入工作。主操舵装置应具有足 重庆大学硕士学位论文
绪论
够的强度并能在船舶处于最深航海吃水并以最大营运航速前进时将舵自任何一舷
o 35o 转至另一舷的35，并且于相同的条件下，自一舷的35
o
转至另一舷的30 所需
o 的时间不超过28 s。此外，在船以最大速度后退时应不致损坏。辅助操舵装置应具 有足够的强度，且能在船舶处于最深航海吃水，并以最大营运航速的一半且不小
o o 于7 kn 前进时，能在不超过60 s 内将舵自任一舷的15 转至另一舷的15。
② 主操舵装置应在驾驶台和舵机室都设有控制器；当主操舵装置设置两台动
力设备时，应设有两套相对独立的控制系统。但如果采用液压遥控系统，除1万
Gt
以上的油轮(包括化学品船、液化气船，下同)外，不必设置第二套独立的控制系统。
③ 操舵装置应设有有效的舵角限位器。以动力转舵的操舵装置，应装设限位
开关或类似设备，使舵在到达舵角限位器前停住。
④ 能被隔断的、由于动力源或外力作用能产生压力的液压系统任何部分均应
设置安全阀。安全阀开启压力应不小于1.25倍最大工作压力；安全阀能够排出的 量应不小于液压泵总流量的110％，在此情况下，压力的升高不应超过开启压力的
10％，且不应超过设计压力值。
1.2 研究的意义及目的
我国的船舶行业正处在快速发展阶段，已连续十余年保持世界第三大造船国 的地位，世界造船中心向中国转移的趋势日益加快。尤其是2006年以来，我国承 接船舶订单占世界市场份额大幅攀升，全年利润增速在50％以上，有关专家预计： 到2010年，我国造船能力将达到2100万载重吨，造船产量占世界市场份额的25% 以上，本土生产的船用设备平均装船率达到40%以上，实现船用设备年销售收入
500亿元。但我国造船业在保持高速增长的同时，弊端也逐渐暴露出来，特别是船
舶配套设备制造能力不足，加上船舶配套业竞争形势日益激烈，国外配套企业发 展步伐加快，严重制约和压缩了我国船用配套业发展空间。据了解，目前我国船 舶自主配套率平均只有40%左右，与日本的98%、韩国的90%相比，差距相当大。
LPG船、化学品船、大型集装箱船等高端市场的自主配套率平均不足20%。国内
船舶主机目前缺口达50%～70%。近年来虽然突破了一些重点船用配套设备关键制 造技术，但是大型船用配套设备和关键零部件生产能力不足，无自主知识产权的 船用设备、品牌产品都需要进口，这都较大地削弱我国船舶行业的发展速度[1,2]。舵机关系到船舶的安全、稳定，是船舶的核心设备之一。虽然现阶段国内研究机 构已经对船舶舵机系统已经进行了较多的研究，但大多集中于对自动舵、航迹舵 等舵机控制方法上的研究。对于开发设计体积小，重量轻，效率高，反应迅速快，控制精度高的船舶舵机做的工作却相对较少。而生产企业正在批量生产的却还是 国外70～80年代的低端产品，产品附加值低，市场竞争力很弱，科研与生产实际 重庆大学硕士学位论文
绪论
已严重脱节。因此，在重庆市科委的领导下，重庆大学与重庆液压件厂合作，对 舵机运动转换机构、液压及控制系统进行深入研究，开发高性能船舶液压舵机，这对中高档船舶配套设备的国产化具有重要意义。
本课题以船舶舵机运动转换机构、液压传动系统及控制系统为研究对象。提
出一种结构新颖、体积小，重量轻、舵角定位精度高，PLC控制与现场总线控制 相结合的新式船舶舵机。深入分析液压传动原理，研究舵机控制原理及其控制理 论，采用先进的控制方案。最终实现高性能液压舵机的批量生产。
1.3 国内外研究现状[2～9]
船舶在应用液压传动之前，采用的是蒸汽传动和电气传动。1916年美国在“新
墨西哥”号战舰上首次使用了液压舵机。在第二次世界大战期间，液压传动因具有 响应速度快、刚度大、抗干扰能力强、执行机构的功率—重量比和扭矩—惯量比 大等优点而受到重视，使得其在军舰舵机、潜艇控制系统及航母的控制系统中占 有重要地位。二战后随着军用技术转为民用，一般的客轮、货轮也开始广泛使用 液压舵机，五十年代后期，进一步发展了电液传动系统，这对减轻操舵人员的劳 动强度改善操舵条件，简化舵机结构具有重要意义。八十年代是舵机更新换代的 十年，引起这种更新的原因主要有两方面。最直接的原因是：1978年装有22万吨 轻原油的美国油轮“阿莫戈·卡迪兹”号在途经法国西北海面时因舵机失灵而触礁，造成严重污染和重大经济损失。为此，舵机在紧急情况下的可靠性引起了国际上 的普遍关注。经过一段时间酝酿，l981年国际海事会议正式通过了对l974年SOLAS 公约的修正案，其中对舵机的要求提出了重要的新条款。舵机更新的另一原因，是液压传动技术从七十年代以来一直在迅速发展，产品的高压化和集成化不断取 得进展，逻辑阀等新型液压元件开始应用于舵机和其它船用液压装置中，另外，舵机电气遥控系统的技术也更趋成熟，不仅淘汰了液压遥控系统，而且使传统的 浮动杆机械追随机构也显得陈旧。进入八十年代以来，世界舵机主要制造厂家都 开始认真检查其产品，并按1981年修正案的要求重新设计各自的舵机，力争在市 场上保持较大的竞争优势。新一代的舵机的性能和可靠性更趋完善。目前国外舵 机最新变化动向如下。
① 普遍设置了两套液压系统，且具有人工和自动隔离装置。西德哈特拉帕公
司生产的自动隔离装置：如工作中因某套系统管路破裂或其它原因而严重失油时，相应油柜中的液位开关就会动作报警，并在经过30秒或更长时间(视漏泄程度而 定)，另一个更低的液位开关就会动作使工作泵组切换。挪威富利登波公司认为上 述方案使设备复杂化，产品价格较贵，而且某些阀正常工作时长期不动，紧急情 况能否正常动作便难于保证，因而又提出了一种仅采用二个主油路自动锁闭阀来 重庆大学硕士学位论文
绪论
隔离损坏的油路系统的方案。这种方案仅适台于转叶式油缸，它在缸体内部设有 油路连通相应油腔，但如果一对油腔密封损坏时，并不能使之与工作油路隔离。显然，单缸体的转叶式油缸如发生故障，如密封损坏、动叶断裂等，是不能按“单 项故障原则”迅速恢复工作的，因此它不能用于10万载重吨以上的油轮。为此，日 本三井—ABG公司提出了双油缸体转叶舵机的设计，它将二个转叶油缸迭置在同 一舵杆上方，其二套油路系统之一可以被隔离和旁通，以适应10万载重吨以上油 轮的要求。
② 阀控型舵机的应用功率范围在扩大，性能也在改善。阀控型舵机因稳舵时
主油泵仍需全流量工作，虽然排出压力小，但仍要消耗一定的功率，故经济性较 差；而且换向时液压冲击大，故过去多用于功率较小的舵机。现在随着阀控型舵 机设计的改善，扭矩范围也有了显著提高。例如西德哈特拉帕R系列阀控型舵机最 大公称扭矩已达到1200KN.m，完全能胜任一般数万吨级海船的需要。
③ 新型液压阀件的应用。随着液压技术迅速进步，从60年代末开始，能根据
电气信号的变化对液压油流向及压力、流量进行连续的、按比例的远程控制的比 例阀迅速发展；70年代为解决大流量(200L/min以上)系统控制集成化的困难，逻辑 阀(又称二通插装阀)也迅速发展。这些元件不仅开始在工程船液压传动装置中出 现，也开始用于液压舵机。日本川崎泵控型舵机的液压系统即使用了逻辑阀。丹 麦狄沙麦润四缸活塞式舵机的控制系统中使用了比例方向阀，取消了机械追随机 构，从而转舵精度可达土1/6o，比普通电磁换向阀控制精度提高了两倍以上。
④ 船舶自动舵控制技术的发展。1921年德国安修斯公司发明了自动操舵仪，即利用罗经的电讯号，通过继电器、机械结构来实现控制船舶舵机。由于自动操 舵仪能够自动驾驶船舶，按给定航向航行而且具备航向精度高，能节约能源，并 且把人从繁重人工操舵中解放出来。1930年苏联也相继研究出以电罗经为航向接 收讯号的自动操舵仪，这一产品的问世引起了航运界的重视，各先进资本主义国 家也形成了研究机构和一批知名企业。到目前为止只有少数经济发达资本主义国 家，如美国、德国、英国台卡、日本北辰以及苏联沙姆希特掌握了这项技术，并 形成名牌产品。自动舵的发展大致经历四代：
1920年和1923年德国的Aushutz和美国的Sperry分别率先推出了独立研制成 的机械式自动操舵仪，该产品所采用的是经典控制理论中最简单最原始的比例放 大控制规律。这种自动舵被称为第一代自动舵。
20世纪50年代，经典理论达到了旺盛时期，经典控制理论有着各种控制方法，其中最重要最典型而且在工业生产中最常用的一种是比例—微分—积分(PID)控 制。伴随着经典控制理论的发展，PID舵在50年代开始发展起来。1950年日本研制 出“北辰”自动舵，1952年美国研制出新型的Sperry自动舵，采用的都是PID控制规 重庆大学硕士学位论文
绪论
律。由于P调节器不需要详细的有关受控过程的知识，且具有结构简单、参数易于 调整和具有固有的鲁棒性等特点，PID舵得到了广泛的认可，几乎所有的船舶都装 有这种操舵仪。这种自动舵被称为第二代自动舵。
到了70年代，由于自适应理论和计算机技术得到了发展，人们注意到将自适
应理论引入船舶操纵成为可能，纷纷将自适应舵从实验室装到实验船上，正式形 成了第三代自动舵。自适应舵在提高控制精度、减少能源消耗方面取得了一定的 成绩，但自适应控制系统比常规的控制系统要复杂得多，其鲁棒性、收敛性等尚 未得到证明。
对有限维、线性和时不变的控制过程，传统的控制方法是非常有效的。由于
实际船舶系统常具有不确定性、非线性、非稳定性和复杂性，很难建立精确的模 型方程，甚至不能直接进行分析和表示。自适应控制的稳定性和鲁棒性在实际应 用中还无法完全达到要求，但熟练的舵手运用他们的操舵经验和智慧，能有效地 控制船舶。为此，从80年代开始，人们就开始寻找类似于人工操舵的方法，这种 自动舵就是第四代的智能舵。
古代中国是当时造船和航海的先驱。春秋战国时期就有了造船工场，能够制
造战船；汉代已能制造带舵的楼船；唐、宋时期，河船和海船都有突出的发展，发明了水密隔壁；明朝的郑和七次下西洋的宝船，在尺度、性能和远航范围方面，都居世界领先地位。到近代，中国造船业发展迟缓，鸦片战争爆发后，国人才逐 渐意识到船舶工业的落后，1865～1866年，清政府相继创办江南制造总局和福州
船政局，建造了“保民”“建威”“平海”等军舰和“江新”“江华”等长江客货船。尽管中 国早就有建造万吨级机动船舶的记录，能自制船用蒸汽往复机以及由其驱动的机 舱辅机，甲板机械等。但由于旧中国工业基础薄弱，船舶配套设备的生产基本依 靠国外，从基础的螺钉、垫圈等小五金到高级的雷达、导航仪等都依赖进口，船 舶行业基本停留在组装及维修的阶段。至新中国成立前夕，全国钢质船舶的平均 年造船量仅1万吨左右。
全国解放后，我国成立重工业部船舶工业局，集中力量建造苏联转让的舰艇。
63年成立六机部，组建国产化协作机制，造船从仿制改进到自行研制（研制出核
潜艇、远洋探测船、万吨轮等），但该机构在文革时期遭到了重创。改革开放后，尤其是近十年来我国船舶行业进入了快速发展阶段。然而科研及生产单位更多的 集中于船舶主体的设计制造，对船舶主要辅件舵机尤其是高性能的自适应舵的研 究还在起步阶段。虽然近几年来，有关单位开展了对自适应舵的研究工作，发表 了一些设计方案，仿真研究结果和产品，其中具有代表性的是上海欣业船舶电器 厂科技人员和上海交通大学船电专业教授们共同开发的HD—8A数控自动操舵仪，但一直未出现有影响力的品牌或产品。重庆大学硕士学位论文
绪论
1.4 主要研究内容
本课题针对当前舵机体积大、质量重、舵角定位精度不高、控制系统复杂且 可靠性差等问题，应用先进的传动机构，采用适应性强的控制方法，设计一套体 积小、质量轻、定位精度高、动态特性好、控制系统稳定可靠的舵机。具体地讲，本课题主要探讨和研究了以下几个方面的内容：
① 运动转换机构的选择。综合分析了国内外现有转舵机构的特点及存在的问 题，根据舵机要求体积小、质量轻、传动效率高等特点，选择滚珠螺旋作动器作 为运动转换机构。
② 液压系统的设计。为提高舵机转角精度，提高系统集成度及可控性，降低 换向冲击。通过分析现有液压驱动系统，设计了以电液比例阀为核心的液压回路。
③ 电气控制系统研究。由于舵机操舵室与舵机室距离远，且中间干扰源多，设计了以PLC作为控制单元，通过CAN总线传输信号的控制方式，有效解决了 舵机控制器可靠性及控制信号传输的速度慢及质量不高等问题。
④ 控制算法研究。应用现代控制理论，将传统的PID控制与模糊控制相结合，设计了舵机的模糊PID控制器，提高了控制器的精确性与适应性。并建立舵机系 统的数学模型，对系统的动态性能进行了仿真分析。重庆大学硕士学位论文
系统方案设计 系统方案设计
船舶舵机主要有有运动转换机构、液压驱动系统及控制系统三大部分组成。
如图2.1所示。
图2.1 船舶舵机系统组成Fig.2.1 Component of steering gear
2.1 转舵机构
转舵机构是将油泵供给的液压能变为转动舵杆机械能的一种机构，目前常用 的机构，按推动舵叶偏转时动作方式不同，可分为两大类：往复式和回转式。
① 往复式转舵机构。其结构形式主要有滑式、滚轮式及摆缸式。
1）滑式转舵机构
它是应用最广的一种传统转舵型式，它又有十字头式和拨叉式之分。十字头式 转舵机构由转舵油缸、插入油缸中的撞杆以及与舵柄相连接的十字形滑动接头等 组成，当转舵扭矩较小时常用双向双缸单撞杆的型式，而当转舵扭矩较大时，多 采用四缸、双撞杆的结构。其单边结构图如图2.2所示。
图2.2 十字头式转舵机构
Fig.2.2 Crosshead-style steering structure 重庆大学硕士学位论文
系统方案设计
当舵转至任意舵角α时，为克服水动力矩所造成的力' 在十字头上将受到撞杆两端油压差的作用力
Q，(与舵柄方向垂直)。
P，力 P 与' Q 作用方向不在同一直线
上，导板必将产生反作用力 N，以使 P 和 N 的合力 Q 恰与力' Q 方向相反，从而产 生转舵扭矩以克服水动力矩和摩擦扭矩。其转舵力矩：
RDzpRP πη 00 m
MzQRz===
ηη mm
（2.1）
2coscos4cos
ααα
上式表明：在撞杆直径 D，舵柄最小工作长度0 R 和撞杆两侧油压差 P 既定的
情况下，转舵扭矩 M 随舵角α的增大而增大。这种扭矩特性与舵的水动力矩的变 化趋势相适应，当公称转舵扭矩既定时，滑式转舵机构最大工作油压较其它转舵 机构要小。拨叉式与十字头式原理类似。
2）滚轮式转舵机构
图2.3滚轮式转舵机构
Fig.2.3 Roller steering structure
滚轮式转舵机构的结构特点：在舵柄端部以滚轮代替滑式机构中的十字头或拨 叉。受油压推动的撞杆，以顶部顶动滚轮，使舵柄转动。这种机构不论舵角α如 何变化，通过撞杆端面与滚轮表面的接触线作用到舵柄上的推力 杆端面，而不会产生侧推力。其转舵力矩可写为：
P 始终垂直于撞
π 2
ηηα00cos4mmMzQRDzpR ==
（2.2）
上式表明：当 D、R0
和 P 既定时，滚轮式转舵机构所能产生的转舵扭矩将随α的增大而减小。扭矩特性在坐标图上是一条向下弯的曲线。在最大舵角时，水动 力矩较大，而滚轮式这时所产生的扭矩反而最小，只达到滑式机构的55%左右。但滚轮式与滑式相比，撞杆与舵柄之间没有约束，无侧推力，且结构简单，加工 容易，安装、拆修都较滑式方便。
3）摆缸式转舵机构 重庆大学硕士学位论文
系统方案设计
图2.4 摆缸式转舵机构
Fig.2.4 Swing-cylinder steering structure
摆缸式转舵机构结构特点：采用两个摆动式油缸和双作用的活塞(也可单作
用)。转舵时，活塞在油压下往复运动，两油缸相应摆动，通过与活塞杆铰接的舵 柄推动舵叶偏转。由于转舵时缸体必须作相应摆动，必须采用有挠性的高压软管。
摆缸式机构转舵时，油缸摆角β将随油缸的安装角(中舵时油缸摆角)和舵转角α而 变。一般使中舵时β最大，最大舵角时β为零或接近于零。但不论舵角α如何，β
角总是很小。如果忽略β，摆缸式与滚轮式扭矩特性相同，所以一般应用于功率不 大的舵机中。
② 回转式转舵机构[9～11]。目前回转式主要以转叶式机构为主。
图2.5 转叶式转舵机构
Fig.2.5 Rotating blade steering structure 重庆大学硕士学位论文
系统方案设计
图2.5所示为三转叶式转舵机构，油缸内部装有三个定叶，通过橡皮缓冲器安
装在船体上三个转叶与舵杆相固接，由于转叶与缸体内壁和上、下端盖之间，及 定叶与转毂外缘和上、下端盖之间，均设法保持密封，故借转叶和定叶将油缸内 部分隔成为六个小室。当经油管6从三个小室吸油，并排油入另外三个小室，转 叶就会在液压作用下通过轮毂带动舵杆和舵叶偏转。其转舵力矩：
0 mMzPAR
η=
（2.3）
上式表明：转叶式机构所能产生的转舵扭矩与舵角无关，扭矩特性在坐标图
上是一条与横坐标平行的直线。其优点是：(1)占地面积小（约为往复式的1/4），重量轻（约为往复式1/5），安装方便。(2)无须外部润滑，管理简便，舵杆不受侧 推力，可减轻舵承磨损。(3)扭矩特性不如滑式，比滚轮式和摆缸式好。但其内泄 漏部位较多。密封不如往复式容易解决，造成容积效率低，油压较高时更为突出。
往复式与回转式转舵机构，转舵力矩与转角关系如图2.6所示[12]。
图2.6 转舵力矩与转角关系
Fig.2.6 Relationship of steering torque and rotation
③新型转舵机构[13,14]
重庆大学机械传动国家重点实验室梁锡昌等老师发明了滚珠螺旋作动器，其
是针对现代高性能飞机对前缘襟翼驱动系统提出的体积小、重量轻、承载能力大、工作可靠和维修方便等要求，从缩短传动链出发，把液压传动和滚珠螺旋传动巧 妙的结合起来，所发明的一种新型传动机构。该机构如图2.7所示，由液压缸、传 动轴、滚珠副等部分组成。重庆大学硕士学位论文
系统方案设计
图2.7 滚珠直旋作动器
Fig.2.7 Rotary actuator ball straight
其结构特点：用液压缸驱动作动器，可以应用液压缸现有技术：密封性能好，油液泄漏量小，可达到较高的工作压力，加工简单、技术成熟。采用该机构作为 转舵机构后，不论舵角如何变化，都无侧推力作用。作动器采用滚珠副，机械传 动效率高且结构紧凑、占地面积小（体积仅为转叶式1/2）。这种新型转舵机构既 拥有转叶式舵机的优点，又克服了其泄漏量大，不适合用于高压的缺点。其转动 力矩：
MFdPAd
00tan2tan2
ληλη=×××=××××
（2.4）
d
—螺旋作 式中： P —液压缸两侧油压差； A —液压缸活塞有效作用面积；0动器直径；λ—逆螺旋机构螺旋升角；η—总效率，一般为0.85～0.9。
上式表明：基于滚珠逆螺旋的转舵机构所产生的转舵扭矩与舵角无关，扭矩
特性与转叶式类似，在坐标图上是一条与横坐标平行的直线。虽然该机构优势明 显，但由于滚珠逆螺旋传动轴直接与舵杆相连，虽然液压及控制系统可以冗余设 计，但作动器以及液压缸却只能一个。所以滚珠螺旋作动器，现阶段不适合作为 巨型船舶的转舵机构。本文设计的就是基于此种转舵机构的舵机。
2.2 液压系统方案[15～28]
由于作动器需要液压缸驱动其动作，所以需要设计一个合适的液压系统，使
舵机达到更好的性能。现有液压舵机的种类很多，按控制方式分可分为：泵控和 阀控。泵控系统又称容积控制系统，其实质是用控制阀去控制变量液压泵的变量 机构，由于无节流和溢流损失，故效率较高，且刚性大，但其响应速度较慢、结 构复杂，适用于功率大而响应速度要求不高的控制场合。一般转舵力矩大于
400KN.m的船舶采用这种控制方式。阀控系统又称节流控制系统，其主要控制元
件是液压控制阀，具有响应快、控制精度高的优点，缺点是效率低，特别适合中 重庆大学硕士学位论文
系统方案设计
小功率快速、高精度控制系统使用。由于此舵机是针对中小型，转舵力矩在
400KN.m以下的船舶，所以适合采用阀控系统。
液压阀，按大类可分为电液控制阀和普通电磁阀。电液控制阀是液压技术与
电子技术相结合的产物。由其代替普通电磁阀，可简化液压系统结构，增强液压 与电气控制系统的集合能力，提高可控性。按照使用的阀不同，可分为伺服控制 系统（控制元件为伺服阀）、比例控制系统（控制元件为比例阀）和数字控制系统（控制元件为数字阀）。电液控制阀是电液控制系统的心脏，其既是系统中电气控 制部分与液压执行部分间的接口，又是实现用小功率信号控制大功率的放大元件，其性能直接影响甚至决定着整个系统的特性。
上述三种不同的电液控制阀的性能比较如表2.1所列。
表2.1 电液控制阀的性能比较
Table2.1 Performance of electro-hydraulic control valve
项目 电液伺服阀 电液比例阀 电液数字阀
功能 压力、流量、方向及其
混合控制
压力、流量、方向及其
混合控制
压力、流量、方向及
其混合控制
电气-机械转换 力或力矩马达，功耗小比例电磁铁，功耗中 步进电机、高速开关
过滤精度 1~5 滞环/% 约1 3 0.1<
动态响应 高（100～500HZ）中（频宽10～150HZ）较低
中位死区 无 不大于20% 有
控制放大器及计
算机接口
价格因子 3 1 1
应用领域 多应用于闭环控制 多用于开环控制，也用
于闭环控制
既可开环控制，也可
闭环控制
伺服放大器需专门设 计，需要数模转换
比例放大器一般与阀配 套供应，需要数模转换
可直接与计算机接口 连接，无需数模转换
μ m约
μ m无特殊要求
由表2.1可看出伺服阀具有死区小，灵敏度高，动态响应速度快，控制精度高
等优点；但由于其结构特点导致中位泄漏量大，阀的负载刚性差，抗污染能力差，且其价格相对较高。电液比例控制阀是介于普通液压阀和电液伺服阀之间的一种 液压控制阀，与手动调节和通断控制的普通电磁阀相比，它能显著的简化液压系 统，实现复杂程序和运动的控制，通过电信号实现远距离控制，大大提高液压系 统的控制水平；与伺服阀及电液数字阀相比尽管其动态、静态性能有些逊色，但 在结构与成本上具有明显优势，且目前在市场上数字阀产品较少见。重庆大学硕士学位论文
系统方案设计
比例阀相对于现在船舶上用的较多的普通电磁换向阀的优势主要有：1.定位精
度高，可以以较小的舵角保持航向。这意味着速度损失小，相应地节省了能源。
2.换向平稳，舵机避免了压力冲击。这意味着装置磨损小，减小了维修保养费用。3.快速地换装专用阀块，使舵机装置现代化。提高了旧船的经济性能。综合上述对
比分析，结合本课题的研究特点选用比例换向阀作为本系统的主控阀。
比例方向控制阀一般要求进油与回油压降相等，如果压降不等，则液压缸进
退过程的速度刚性不同，而且在阀换向瞬间会产生较大的换向冲击；如果采用非 对称缸和阀开口非对称的比例阀，由于舵工作的不同阶段所需流量差别较大，所 需最大驱动功率就较大，电机及泵的体积、重量都大增，功率损耗也随之增大； 为使舵机的体积质量更小，功率损失更低，建议首先考虑双活塞杆液压缸。
根据船舶对舵机的要求及系统实际需要，设计了作动器驱动液压回路如图2.8
所示。此液压回路中，泵2供油，单向阀7防止油液倒灌，电磁溢流阀4调定油 液工作压力并在系统无控制信号输出时使泵卸载，压力表开关5保护压力表，压 力表6显示液压系统压力，精过滤器8保护比例方向阀，比例方向阀9控制液压 缸运动方向及运动速度，液压锁10防止舵在受到意外冲击时损坏比例阀，并可短 暂隔离左侧回路与右侧回路油路，在油路发生故障时截止阀11屏蔽损坏回路，液 压缸12用于驱动螺旋作动器轴上下移动，双向溢流阀13防止作动器受意外负载 时损坏，减压阀15使油压符合比例先导阀的供油要求。左侧备用回路与右侧回路 功能与结构都相同。
其回路工作原理为（以右侧回路为例）：操舵员启动舵机，液压泵2开始供油
（油液经电磁溢流阀4流回油箱），当操舵员向左转动操舵轮，电磁溢流阀4的电 磁铁得电，比例换向阀9输入电流使阀切换至左位，先导阀控制控制主阀芯打开，压力油分成两路，一路经减压阀用于比例阀的先导控制，另一路经比例方向阀
9、液压锁
10、截止阀
11、进入液压缸12上腔，活塞杆驱动螺旋作动器运动，舵运 动到预定位置时比例阀控制信号为零，阀芯回到中位，舵被锁住，电磁溢流阀4 的电磁铁失电，泵2的压力油经溢流阀流回油箱卸荷；当要回舵或向相反方向操 舵时，比例方向阀9根据输入的信号换至右位，液压泵2的压力油经比例方向阀
9、液压锁
10、截止阀
11、进入液压缸12的下腔，使舵叶向相反方向转动。在回舵 时如果水动力及节流阀开口较大，回舵速度所需流量超过泵的排量时，则液压锁
10右侧的压力降低，液压锁关闭锁舵，直到油压升高到开启压力，这样会造成比
较大的冲击，所以回舵时操舵速度不宜太快。重庆大学硕士学位论文
系统方案设计 6
M
M 1
图2.8 液压系统原理图
Fig.2.8 Schematic diagram of hydraulic system
2.3 控制系统方案
2.3.1 控制系统的基本特点
目前，在自动控制系统中，最常用的以下几种控制系统： PLC控制系统、DCS 控制系统、FCS控制系统及计算机与单片机控制系统。它们各自的基本特点如下：
① PLC控制系统。PLC即可编程控制器，是一种数字运算操作的电子系统，为在工业环境下使用而设计的。其控制原理如图2.9所示
图2.9 PLC 控制系统示意图
Fig2.9 Schematic diagram of PLC control system 重庆大学硕士学位论文
系统方案设计
PLC控制系统具有如下的特点：
1）可靠性高，抗干扰能力强。高可靠性是电气控制设备的关键性能。PLC由
于采用现代大规模集成电路技术，严格的生产工艺制造，内部电路采取了先进抗 干扰技术，具有很高的可靠性。
2）配套齐全，功能完善，适用性强。PLC发展到今天，已经形成了大、中、小各种规模的系列化产品。可以用于各种规模的工业控制场合。除了逻辑处理功 能以外，现代PLC大多具有完善的数据运算能力，可用于各种数字控制领域。近年来PLC的功能单元大量涌现，使PLC渗透到了位置控制、温度控制、CNC、过 程控制等各种工业控制中。
3）系统的设计、建造工作量小，维护方便，改造容易。PLC用存储逻辑代替
接线逻辑，大大减少了控制设备外部的接线，使控制系统设计及建造的周期大为 缩短，同时维护也变得容易起来。
4）体积小，重量轻，能耗低。以超小型PLC为例，新出产的品种底部尺寸小
于100mm，重量小于150g，功耗仅数瓦。由于体积小很容易装入机械内部，是实 现机电一体化的理想控制设备。
5）由于PLC本身定位于逻辑控制，所以还不是很擅长处理模拟量；通信能力
也较弱，多用于集中控制系统。要组成复杂大型控制系统需与其他控制方式结合。
② DCS控制系统，又称为集中分散型控制系统。是集计算机技术、控制技术、通信技术和人机交互技术为一体的高新技术产品。具有控制功能强、操作简便和 可靠性高等特点，可以方便地用于工业装置的生产控制和经营管理，是针对生产 过程实施监视、操作、管理和分散控制的4C技术的结合。在化工、电力、冶金等 流程自动化领域的应用已经十分普及。
图2.10 DCS系统体系结构
Fig.2.10 Architecture of DCS system 重庆大学硕士学位论文
系统方案设计
DCS控制系统特点：
1）DCS是计算机技术、控制技术和网络技术高度结合的产物。从结构上划分
DCS包括过程级、操作级和管理级，适合复杂系统。过程级主要由过程控制站、I/O单元和现场仪表组成，是系统控制功能的主要实施部分。
2）DCS采用树状拓扑和并行连续的链路结构，有大量电缆从中继站并行到现
场仪器仪表。每台仪表都需一对线接到I/O，由控制站挂到局域网LAN，组网成本 较高。
3）DCS互操作性差。尽管DCS的模拟仪表统一了4～20mA的标准信号，可
大部分技术参数仍由制造商自定，致使不同品牌的仪表无法互换。因此导致用户 依赖制造厂，无法使用性价比最优的配套仪器。
③ FCS控制系统。现场总线是综合运用微处理器技术、网络技术、通信技术 和自动控制技术的产物。它把微处理器置入现场自控设备，使设备具有数字计算 和数字通信能力，一方面提高了信号的测量、控制和传输精度，同时为丰富控制 信息内容、实现其远程传送创造了条件。在现场总线环境下，借助现场总线网段 以及与之有通信连接的其他网段，实现异地远程自动控制。现场总线设备与传统 自控设备相比，拓宽了信息内容，提供了传统仪表所不能提供的如阀门的开关次 数、故障诊断等信息，便于操作管理人员更好、更深入地了解现场及自控设备的 运行情况。
如图2.11所示，对比集中控制、集散控制、现场总线控制的结构示意图可以 看到，由于现场总线强调遵循公开统一的技术标准，因而有条件实现设备的互操 作性和互换性[29,30]。而目前要在设备层特别是现场装置一级上实现通信、信息控制 比较困难，因为在传统的概念中这一层次上的设备或元器件如传感器、变送器、仪表等是没有通信功能的，所以要用智能控制器（如PLC）先将部分器件连接，再通过总线传送信号。
图2.11 集中控制、集散控制、现场总线控制结构示意图
（a）集中控制
（b）集散控制
（c）现场总线控制
Fig2.11 Structure diagram of fieldbus control system 重庆大学硕士学位论文
系统方案设计
FCS控制系统与DCS控制系统相比具有以下特点：
1）总线式结构。一对传输线挂接多台现场设备，双向传输多个数字信号。这
种结构与一对一单向模拟信号传输结构相比，布线简单，安装费用低，维护简便。
2）开放性、互操作性与互换性。现场总线采用统一的协议标准，是开放式的
互联网，对用户是透明的。在传统的DCS中不同厂家的设备是不能相互访问的。而FCS采用统一的标准，不同厂家的网络产品可以方便地接入同一网络，在同一 控制系统中进行互操作，互操作意味着不同生产厂家的性能类似的设备可实现相 互替换，因此简化了系统集成。
3）彻底的分散控制：现场总线将控制功能下放到作为网络节点的现场智能仪
表和设备中，做到彻底的分散控制，提高了系统的灵活性、自治性和安全可靠性，减轻了分布式控制中控制器的计算负担。
4）信息综合、组态灵活：通过数字化传输现场数据，FCS能获取现场智能设
备的各种状态、诊断信息，实现实时的系统监控和管理以及故障诊断。
5）多种传输介质和拓扑结构：FCS由于采用数字通信方式，因此可用多种传
输介质进行通信。根据控制系统中节点的空间分布情况，可应用多种网络拓扑结 构。这种传输介质和网络拓扑结构的多样性给自动化系统的施工带来了极大的方 便，据统计，FCS与DCS的主从结构性比，只计算布线工程这一项即可节省40% 的安装经费。
④ 计算机与单片机控制系统
计算机控制以其强大的计算性能见长，但其插板品种规格不多、不便配置，且其体积较大不便在现场安放。当控制系统不大时，其功能过剩，价格太高，所 以一般作为其他控制系统的上位机使用。
单片机价格低廉，功能强大，获得了广泛的应用。但单片机可靠性不高，系
统构建麻烦，且系统搭建后普通人员维护困难，远不如使用PLC可靠、方便，所 以一般不是大批量的应用，很少使用单片机。
2.3.2 控制系统方案
舵机作为船舶的一个核心设备，控制着船舶的航向，船舶航行时就要一直保持
工作，所以其工作时间很长，同时船舶是集成化程度较高的产品，其它干扰源较 多，工作环境比较恶劣，这就要求舵机控制器可靠性要高。由于操作室与舵机安 装仓间距比较大，大型船舶控制线路可达几百米，这就要求舵机控制及反馈信号 的传输要及时、可靠。在船舶转向时又要求：转舵平稳，转舵速度快，舵角定位 精度好。综合以上要求，舵机控制器需要具备以下特点：
① 可靠性。少出故障，出现故障后有备用措施。
② 稳定性。控制性能稳定，不出现颤动和震荡。重庆大学硕士学位论文
系统方案设计
③ 适时性。检测和输出速度及对被控对象的变化跟踪要及时。
④ 先进性。具备较高控制水平且便于系统升级。
⑤ 操作维修方便，便于检查问题和处理故障。
通过以上对PLC控制、DCS控制、FCS控制及计算机与单片机控制的比较，根据舵机控制器的设计要求，考虑系统的安全性、实时性要求，本舵机系统采用
PLC加现场总线的控制方式。由于本系统控制节点很少，用总线组成控制网络，主要考虑两点：1.信号传输可靠性与及时性，2.为了以后系统的扩展方便或能 更好的与船舶整个控制系统对接。
CAN总线是专为移动设备而开发的现场总线，在汽车中的应用已比较成熟，其传输数据的可靠性和及时性，经过了实践的考验。参照对比船舶与汽车，具有 很多的相似之处，国外已有船舶生产公司将CAN总线成功应用于船舶的控制系统。而且随着CAN的发展，出现了像CANopen、DveviceNet之类应用较广并获得众 多厂家支持的高层协议，这些高层协议规范了设备生产厂家的设备生产，使设备 的互换性大大加强。综合考虑，本系统采用基于CAN总线的控制方案。
2.4 本章小结
本章分析了舵的几种转舵机构，根据船舶对舵机的要求，提出采用重庆大学机
械传动国家重点实验室梁锡昌等老师发明的滚珠逆螺旋机构作为新型舵机运动转 换机构，该机构组成的转舵机构可以有效减小舵机体积，减轻舵机重量，提高传 动效率，采用液压缸驱动，可避免现有舵机存在的问题。从滚珠逆螺旋机构的特 点及舵机实际需要出发，分析设计了液压传动原理图，确定了电气控制方案。重庆大学硕士学位论文
舵机系统建模 舵机系统建模
舵机角度调整是依靠液压驱动螺旋作动器，作动器带动舵叶转动实现的，液
压系统的性能及所能达到的精度对舵机的性能与舵角精度影响很大。为了对系统 性能进行定量分析，了解系统的技术指标，是否需要采取合适的控制方法提高控 制性能，必须对液压系统及舵机其它组成环节进行详细的建模分析。由于液压本 身的属性，如油液粘度、液压阻尼系数，本身存在不确定性；而且系统在工作时 油液中或多或少会混入空气，致使弹性模量改变等等因素；都导致液压系统表现 出来的并非是一个严格意义上的线性系统。为方便分析，根据实际情况对液压部 分做如下简化处理：油泵出口流量恒定，且当溢流阀调定压力后，出口压力保持 不变。假定油液中并未混入其它杂质包括空气在内，即油液弹性模量恒定。
根据第二章的液压原理图可知，系统的主要组成部分是比例阀，液压缸及负
载部分，电气控制模块。根据舵机系统实际情况，建立了舵机系统简化原理图如 图3.1所示
A/D
给定 信号
反馈 信号
控制器 信号处理
M F
放大 器
D/A
图3.1 舵机系统简化原理图
Fig.3.1 Simplified schematic diagram of steering gear system
3.1 比例阀模型
舵机角度的调整，是通过调节比例阀的开口，从而控制油液流量来实现的，比例阀作为此系统最重要的元件之一，其性能对系统的影响非常大。其由比例电 磁铁、先导阀、功率阀芯组成。重庆大学硕士学位论文
舵机系统建模
3.1.1 比例电磁铁[31]
作为电液比例控制阀的电—机械转换器件的比例电磁铁，其功能是将比例控
制放大器输出的电信号转换为位移或力。由于比例换向阀的比例电磁铁是成对称 式分布的，取其一边分析，比例电磁铁数学模型如下：
① 线圈回路电压方程
比例电磁铁线圈上的电压方程为：
dit()
ututRritL()()()()
−=++ 0 bcpc
（3.1）
dt
ut —放大器输出电压，V； cL—式中 0()单个线圈电感，H ；
but
()—单个线圈上产生的反电动势，V；
由电磁感应理论可得：
dxt()e
utK()
=
（3.2）
bb
dt
—
—衔铁位移，m；
bK 反电动势系数，V.m/s；()ext
cR
—单个线圈电阻，Ω； pr— 放大器内阻，Ω；
it()
—通过线圈的电流，A。
比例放大器通过取样电阻0 R，将流过线圈的电流()i t 转换形成电压信号后，反 馈到比例放大器的功率级输入端，从而形成深度电流负反馈。取样电阻环节可视 为比例环节，即：
iffiutKit
()()=
（3.3）
式中
fiK
—电流负反馈系数；()ifut
—反馈电压，V。
由于采用了深度负反馈的恒流源作为比例放大器的功率输出级，所以放大器
ut 与给定电压()gut 具有良好的线性关系。放大器一般频宽很高，故可 输出电压0()视为比例环节，即：
0()[()()]
=− egifutKutut
（3.4）
式中
eK
—比例放大器的电压放大系数；()gut —给定电压，V。
② 衔铁输出推力方程
比例电磁铁属于励磁式电—机械转换器件，比例放大器的控制电流在线圈中
将产生磁通φ。经过比例电磁铁特殊的结构设计，该磁通被隔离成两路1φ和2φ。衔 铁在磁场中受到的电磁力为：
2()[()]2
=
（3.5）
egftitNRl
式中()eft —电流在电磁铁上产生的电磁吸力，N； N —线圈匝数；
gR
—气隙磁阻，0 gRlA μ=；
l —气隙长度，m；0()= −。
eelxxt
0 ex —气隙的初始长度，m；0μ—真空磁导率，Hm/
；70410μπ−=×
A —气隙部位垂直于磁力线的面积，m2。重庆大学硕士学位论文
舵机系统建模
对式（3.5）进行线性化处理可得：
eixeeftKitKxt
()()()
（3.6）
=+ 式中
iK
—比例电磁铁电流—力增益，N/A；2()=
igKNitRl
∂ ft()
e —xeK 比例电磁铁电磁弹簧刚度，也称为位移—力增益，K xe =
∂ xt()e
xeK 由于比例电磁铁具有水平的位移—力特性，故0 ③ 衔铁力平衡方程
≈。
此比例阀衔铁用于带动先导阀工作，需克服的负载包括衔铁以及所驱动部件 的惯性力、阻尼力、弹簧力、稳态液动力和干扰力。衔铁上的力平衡方程为：
dxtdxt()()
ee
ftmBKxtft()()()
（3.7）
=+++ eeeeteeL
dtdt
式中
阻尼系数；
em
—衔铁以及它所驱动的部件质量； eB— 比例电磁铁支撑及负载的粘性
etK
—比例电磁铁的总弹簧刚度，包括作用于衔铁的弹簧刚度及稳态液
eLft 动力刚度，N/m；()
—衔铁工作时需要克服的负载力。
对式（3.1）、（3.2）、（3.3）、（3.4）、（3.5）、（3.6）、（3.7）在初始条件为零的条
件下进行拉氏变化可得：
egfibecpcKusKisKxssRrisLiss eixeefsKisKxs
[()()]()()()()−−=++
（3.8）
()()()
（3.9）
=+
2()()()()()
=+++
（3.10）
ieeeeeteeLKismxssBxssKxsfs由式（3.8）、（3.9）和（3.10）可绘制出比例电磁铁的传递函数方框图，如图
3.2所示
fiusfiK
()
eLfs
()++ eeetmsBsK
exs gus()
us 0()
Δus()
()
++()
ccpLsRr
is()
iKeK
efs
()
Δ efs()
()
bus
bKs
图3.2 比例电磁铁的传递函数方框图
Fig.3.2 Transfer function block diagram of proportional solenoid
④ 线圈回路传递函数及深度电流负反馈的作用
在图3.2所示的传递函数方框图中，当未加电流负反馈时，反应线圈回路动态
特性的传递函数： 重庆大学硕士学位论文
舵机系统建模
Ws '()=== m
ΔusLsRrs+++()()'ccpm
ω =+为控制线圈的转折频率
式中 '()mcpcRrL
1()()1Rris+
cp
ω
（3.11）
加入深度电流负反馈后，将反馈点向右移动一个环节，如图3.3所示。则线圈
回路动态特性的传递函数为：
Ws()== m
Δuss+()1
1()()RrKKis ++
cpfie
ω m
（3.12）
式中()=++ω为控制线圈的当量转折频率。
mcpfiecRrKKL
mWsgus
()
++()ccpLsRr
bKs
eLfs
()
eWs()
us 0()
Δus()
()
is()
iKeK
()efs
Δ efs()
()
exs++ eeetmsBsK
()
bus
fiKeK
图3.3 比例电磁铁的传递函数等效方框图
Fig.3.3 Equivalent transfer function block of proportional solenoid
比例放大器在采用电流负反馈后，比例电磁铁线圈的转折频率
ω明显增大，e
这有利于消除线圈电感对比例电磁铁频宽的影响。
⑤ 衔铁弹簧组件的传递函数
xsK()11
eet
Ws()
=== e
Δ++++
ωω ee
δ—衔铁-弹簧组件的阻尼比；
δ=
e e
根据图3.2，可求得衔铁的输出位移为
sfsmsBsK2()δ eeeeet
（3.13）
ω=
式中
ω—e 衔铁-弹簧组件的谐振频率； 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）
为静态增益常数，m/V。
将式（3.14）特征方程中 s 的三阶方程分解成含有 s 的一阶和二阶的因式： 重庆大学硕士学位论文
舵机系统建模
xs()=
e
KusKsfs()(1)(1)()−+
eegetmeL
sss
(1)(1)+++
ωωω r 2
00
ω 2δ
0
（3.15）
式中
ω—
r 主要由电气转折频率 ω引起的转折频率；m
0ω—主要由弹簧-质量系统的谐振频率 ω引起的二阶环节的固有频率；
e
0δ—二阶环节的综合阻尼系数。
由于先导阀的外负载力几乎为零，故略去负载力的输入，则比例电磁铁以电 压作为输入的传递函数为：
xsK()eee
g
=
ωωω r
ssuss
+++ 2 00
δ 0 2()(1)(1)
（3.16）
3.1.2 功率级滑阀
可将两级电液比例阀看作一个阀控缸系统，主阀芯相当于活塞。则：
经线性化处理，先导阀的流量方程：
=−
（3.17）
vLeqeecvLQKxKP主阀的连续性方程：
QCP=++ AxP vLvtpvLvpvvL
（3.18）主阀芯上力平衡方程：
vkvpvLvtvvtvvtvvFAPmxBxKxFt
Vvtβ e
==+++
()3.19）
（ecK 式中
eqK
—先导阀的流量增益系数； —主阀总泄漏系数；
vpA
—先导阀的流量-压力系数；
vtpC vtV
—主阀芯有效作用面积；
—主阀芯两端液体在压缩下总体积；
—主阀芯及一起被推动的液压油的总质量；
—总弹簧刚度（包括作用于阀芯的弹簧刚度及稳态液动力刚度）； —粘性阻尼及瞬态液动力阻尼系数；
vtm vtB
vtK vFt
()—作用在主阀芯上的外负载力。
对（3.17）、（3.18）、（3.19）进行拉氏变换得：
()()()
（3.20）
=−vLeqvecvLQsKxsKPs
Vvt
()()()()QsCPsAsxssPs =++
（3.21）
vLvtpvLvpvvL β e
2()()()()()=+++
（3.22）
vpvLvtvvtvvtvvAPsmsxsBsxsKxsFs整理可得主阀芯位移为： 重庆大学硕士学位论文
舵机系统建模
xs()
= v
vpeqevcevL
()()− +
VVVKmsKmBsKBAsKK vtvtvtvt 322
++++++()()
vtvcevtvtvcevtvpvcevt 444βββ
eee
vcevcvtpKKC
VAKxsKsF vt 4 β e
（3.23）
式中
=+为总流量-压力系数。
β evpA
mV vtvt
令 ω=，vh
KmBV β vceevtvtvt
ξ vh =+。忽略作用于阀芯上的液
AVAm 4 β vpvtvpevt
vtB 流力，且由于阻尼系数 一般很小，由粘性摩擦力引起的泄漏流量所产生的活塞
KB vcevt Avp
。式（3.23）经简化可得主阀芯 移动速度比活塞的运动速度小得多，即21
位移对先导阀阀芯开口的传递函数：
KAxs pv()eqv =
2ξ
vhVKKKsxs()(1)
vtvtvcevte ++++ ss
222
ωβω 4 AA vhv evpvhp
（3.24）
3.2 阀控液压缸模型
由于阀控缸系统与两级比例换向阀的结构相似，分析过程基本上相同，所以
根据上式可直接写出活塞杆位移为：
AKxsKsF()()− + ppvqvpcepL
xs()=
p VVVK ptptptpt 322
msKmBsKBAsKK++++++()()
ptpceptptpceptpppcept 444βββ
eee
ppA vxs
V pt 4β
e
（3.25）
式中：
—活塞有效作用面积；
pceK
vqK
—主阀的流量增益系数；
()—主阀芯位移；
—主阀总流量压力系数；
ptV
—活塞腔液体在压缩下总体积；
—作用在活塞杆上的任意负载力；
—活塞及负载折算到活塞上的总质量；
ptK
pLF
ptm ptB
—粘性阻尼系数； —负载的弹簧刚度。
ptK 阀-缸组合只是一个为作动器输出功率的元件，没有弹簧负载，所以0
BK ptpce 同时考虑到21 <<[32]。式（3.25）简化得：
App
KKV vqpcept
xssF()()− + vpL
AAA ppppepp
=，xs()= p
4β
ph sss 2ξ
(1)2 ++ ωω ph ph
（3.26）
活塞位移对功率级阀芯开口的传递函数为： 重庆大学硕士学位论文
舵机系统建模
xsKA()
ppp
=()(21)v
vq
sxsss ξ ph
++ 2 ωω p hh p
（3.27）
活塞位移对外负载力的传递函数为：
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为活塞负载系统的固有频率；
mV ptpt
KmBV β pceeptptpt ξ ph =+为相对阻尼系数。
AVAm 4 β ppptppept
3.3 放大器及传感反馈模型
活塞位移经螺旋作动器转化为转角
θ=
zpKx
（3.29）
= 在此系统中经计算得2.75zK
转角反馈传感器，在整个回路中相当于比例环节，其放大系数为
paK。
由式（3.16）、（3.24）、（3.27）、（3.28）（3.29）可画出船舶舵机的方块图，如
图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
图3.4 舵机传递函数方框图
Fig.3.4 Transfer function block diagram of steering gear
由图3.4可见，舵机方块图中只含一个反馈回路，即舵叶转角反馈。由于比例
阀一般采用电流负反馈的放大器，所以其控制线圈回路的转折频率 ω很高。同时 r 由于油液的弹性模量很大，功率级滑阀的固有频率远大于先导级的衔铁-弹簧组件 谐振频率，故功率级滑阀相对于先导级阀的动态特性可以忽略。功率级阀弹簧刚 度相对于液压弹簧刚度可以忽略。所以可将舵机方块图简化为如图3.5所示。重庆大学硕士学位论文
舵机系统建模
pLF
KVs pcept
AA 22()4 β−+ ppepp ξ ph sss 2(1)2 ωω++ phph
比例放大器及比例阀
+-Δ u
δ
21200 ωω++ ss
eeK
ex
KA eqvp KKs
+ vcevt 2
Avp
K vxpxu vq
A pp
+-
zK
θ
paK
图3.5 舵机简化传递函数框图
Fig.3.5 Simplified transfer function block diagram of steering gear
由图3.5可得舵机输出对输入的开环传递函数为：
KKKKAA eeeqvqzvppp
GS()
= 2ξ
ph KKss 2δ
0 vcevt
ssss()(11)+++++)(22 Avp ωω ωω
0 0 phph
（3.30）
3.4 相关参数及系统稳定性
控制系统的稳态误差有两类，即给定误差和扰动误差。对于随动系统，给定 的参考输入是变化的，要求响应以一定的精度跟随给定的变化而变化，其响应的 期望值就是给定的参考输入。所以，应以系统的给定误差去衡量随动系统的稳态
t 性能。假设操作人员在操舵时是匀速转动舵轮的，则输入为斜坡函数θω =。其稳
态误差终值：
srsrtseetsRsGs →∞→==+=
lim()lim()
0
ω KKA vcevtvp KKKKA eeeqvqzpp
1()
0.015ω≈
（3.31）
由式3.31可知，稳态误差与转舵的速度有关，转舵速度越快其稳态误差越大，π
rads 转舵速度越慢，稳态误差越小。当/ω =，即每秒转60度时，稳态误差为 3
0.0157 sre =。相对于舵角精度小于0.5度，其稳态误差量可以忽略不计，所以此系
统稳态误差完全满足要求。
影响系统动态性能的主要是比例阀和液压缸的频率0ω和ω。ph 0δ为比例阀的阻 尼比，其值变化较大，根据前人经验一般取0.4～0.6； ξ为液压缸阻尼比，根据 ph 经验，空载时为0.1～0.2，当负载增加时 ξ值也略有增加。
ph
液压缸、比例阀及其放大器等相关参数见表3.1 重庆大学硕士学位论文
舵机系统建模
表3.1 系统参数
Table 3.1 System parameters
名
称 数
值 备
注
活塞直径
D
0.4 m
活塞杆直径 d
0.18
m
油缸 有效作用面积 ppA
0.12 m
油腔溶剂系数
eV
eppVAs=i
随初始位移变化而变化
转角传感器
paK
固有频率0ω 75/ rads
额定流量 SQ
160/min L
在压降为1
额定电流
rI
0.8A
阻尼比0δ 0.5~0.7 此系统取0.6
比例额定压差
NP
1aMP
阀 阀芯直径1d
0.02m
流量系数
dC
0.6
流量增益系数
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
弹性模量 β 700e
～1400 aMP 取 1000
将表中数值带入式（3-30），可得舵机闭环传递函数：
GS()
= 1.2110×
ssssss6544536278++×1681.39105.58107.6105.86101.2110 +×
+×+×+×
系统的特征方程为：
ssssss65445362781681.39105.58107.6105.86101.2110++× +×+×+×+×=0
将各系数排列成劳斯表，并计算出各个行列值[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
时
流量-压力增益系数
aMP
随负载变化而变化
重庆大学硕士学位论文
舵机系统建模
3s
54.410×
75.6710×
0
2s
65.8610×
81.2110×
s
74.7610×
s 0
81.2110×
由于系统特征方程的各项值都为正数，且劳斯表第一列都为正号。根据劳斯-
赫尔维茨稳定性判据，该系统是稳定的。
由Matlab可得闭环系统对阶跃信号的响应图如图3.6所示
图3.6 闭环系统阶跃响应
Fig.3.6 Step response of closed-loop system
由图3.6可知，舵机闭环系统动态特性虽然无超调量无误差，但反应时间较长，在缓慢操舵时没有问题，但在遇到特殊情况船舶较快转向时舵机可能无法跟随操 作命令作出迅速反应。为了能达到较好的操舵性能必须对舵机系统加校正环节使 其达到更好的性能。
3.5 本章小结
根据第二章设计的液压传动系统，建立了比例阀、阀控缸，传感器等环节的 数学模型，经适当处理得到了舵机系统模型。根据模型计算了系统稳态误差，分 析了系统稳定性。由系统的动态响应图可知，闭环系统响应较慢，不能满足高性 能舵机的要求，为下一章系统校正装置的设计奠定了基础。重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真 控制算法及系统仿真
在实际生产过程中许多被控对象随负载变化或干扰因素影响，其对象特性或
结构发生变化，且实际应用的大部分系统都存在非线性时变因素，这对于依赖控 制对象精确模型的控制策略具有很大的影响，其控制效果将大打折扣有时甚至不 起作用。因此，在实际生产过程中，大量采用的仍是PID算法。有人估计现在有 90%以上的闭环控制仍采用PID控制器。这是因为PID控制具有以下的优点[34,35]：
① 不需要被控对象的数学模型
自动控制理论中的分析和设计方法主要是建立在被控对象的线性定常数学模
型基础上的。这种模型忽略了实际系统中的非线性和时变性，与实际的系统有较 大差距。对于许多实际控制对象，根本无法建立准确的数学模型，因此自动控制 理论中的很多设计方法很难用于大多数控制系统。对于这一类系统，使用PID控 制可以得到比较满意的效果。
② 结构简单，容易实现
PID控制器的结构典型，计算工作量较小。需要整定的参数少，各参数有明确 的物理意义，参数调整方便，容易实现多回路控制、串级控制等复杂控制。
③ 有较强的灵活性和适应性
根据被控对象的具体情况，可以采用PID控制器的多种变种和改进的控制方
式，例如PI、PD、带死区的PID、积分分离PID和智能PID等。
PID控制系统原理框图如图4.1所示。系统由PID控制器和被控对象组成。
图4.1 PID控制原理图
Fig.4.1 Schematic diagram of PID control
PID控制器是一种线性控制器，它根据给定值xin(t)与实际输出值yout(t)构成
控制偏差：
etxintyoutt()()()
（4.1）
=−PID的控制规律为： 重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真
Tdet()1
utketetdt()(()())
=++p ∫
（4.2）
Tdt 0 I
tD
4.1 模糊自适应PID控制[36～40]
虽然PID校正有很多优点，但它存在参数修改不方便、不能进行在线自动调 整等缺点。如果能够实现PID参数的自动调整，则PID控制器的适应性将更好。目前，要实现PID参数自动调整，应用较多的是采用被控对象在线辨识，然后根 据一定的控制要求，对PID控制器的参数进行修改。但应用辨识方法，必须建立 被控对象精确的数学模型，当被控对象存在结构非线性、参数时变性或模型不确 定性时，辨识效果很难奏效，就不能体现出PID控制的优势。船舶工作环境恶劣，加上舵机液压系统的不确定性因素以及微机控制和数字化等问题，普遍存在较大 程度的外负载干扰、参数变化以及非线性因数。这些不确定的非线性因数和参数 时变，使得舵机系统很难建立非常精确的数学模型，传统的控制策略很难满足其 控制需要[35]。
随着微电子技术的发展，人们利用人工智能的方法将操作人员的实际操作经
验作为知识存入微机中，微机根据现场实际情况，自动计算调整PID参数，这样 就形成了智能PID控制器。这种控制器把古典的PID控制与先进的专家系统相结 合，实现系统的最佳控制。这种控制必须首先将操作人员(专家)长期实践积累的经 验知识用控制规则模型化，然后运用推理对PID参数进行调整实现最佳控制。
由于操作者经验不容易精确描述，控制过程中各种信号量及评价指标不好定
量表示，模糊理论是解决这一系列问题的有效途径，所以人们应用模糊数学的基 本理论和方法，把规则的条件及操作用模糊集表示，并把这些模糊控制规则及有 关信息作为知识存入微机知识库中，然后微机根据控制系统的实际响应情况，应 用模糊推理，即可自动实现对PID参数的最佳调整，这就是模糊自适应PID控制。目前模糊自适应PID控制器有多种结构形式，但其工作原理基本一致。
模糊自适应PID控制器一般以误差 e 和误差变化 ec 作为二维模糊控制器的输
入，可以满足不同时刻的 e 和 ec 对PID参数调整的要求。利用模糊控制规则在线 对PID参数进行修改，便构成了模糊自适应PID控制器，其结构如图4.2所示。
de dt
Δ
PK
Δ
IK
Δ
DK
图4.2模糊自适应PID控制器结构图
Fig.4.2 Frame diagram of adaptive fuzzy PID control
重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真
PID参数模糊自整定是找出PID三个参数的增量与 e 和 ec 之间的模糊关系，在
运行中通过不断检测 e 和 ec，根据模糊控制原理来对三个参数进行在线修改，以满 足不同 e 和 ec 时对控制参数的不同要求，而使被控对象有良好的动、静态性能。
4.2 模糊控制器设计[41～43]
船舶舵机模糊控制系统，主要实现舵叶的角度调节，即转角控制；其次满足船 舶舵机工作过程中的各种开关量控制。在转舵过程中主要物理量，即舵叶转角，其控制范围和精度要求为：-35o～+35o，精度0.3 左右。
extyt 由于舵机系统采用的是单变量调节方法。设偏差()()=−的语言变量为
E，取其相应的模糊子集为PB，PM，PS，ZO，NS，NM，NB；论域量化等级为 {-3，-2，-1，0，1，2，3}。又设偏差变化12 =ceee −的语言变量为
EC，其相应的
O
模糊子集为PB，PS，ZO，NS，NB，论域量化等级为{-2，-1，0，1，2}。按工 人操作经验确定模糊子集和隶属度函数，见表4.1～4.4。PID参数的语言变量为、、的增量 Δ、Δ与
Δ，相应模糊子集为o、、。根据本课题 PIDKKK PKIKDK rtLMN 实际情况，并参考前人用模糊控器控制船舶舵机的经验，Δ 论域范围定义为[-6，PK 6]，Δ论域范围定义为[-1.2，1.2]，Δ论域范围定义为[-0.3，0.3]。变量均划分 IK DK 为7个等级。
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] 等级-3-2-1 0 1 2 3
重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真
表4.2 隶属度函数
μ A
Table 4.2 Membership function
μ A
等
uA
级
-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] 等级-2-1 0 1 2
表4.4 隶属度函数
μ B
Table 4.4 Membership function
等
uB
级
-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
重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真
①
PK
控制器。PID控制器中，比例系数
PK
PK
增大，可以加快系统响应速度，减少系统稳态误差，提高控制精度；但 统不稳定。反之减小
PK
过大，会使系统产生超调，甚至导致系，能使系统稳定裕度增大，减少超调量，但会降低调节精
PK 度，使过度时间延长。因此，实现 性。的自调整将可以随时改变系统的静态动态特
根据系统控制中对过渡过程的要求和专家经验，通常在偏差较大时，为了加
快系统的响应速度, 应取较大的
PK
；当偏差和偏差变化率为中等大小时, 为了使
PK 系统响应的超调量减小和保证一定的响应速度，为了使系统具有较好的稳态性能，应增大
PK
值应取小一些；当偏差较小时。将输出量 Δ的模糊子集取为PB，PK
PM，PS，ZO，NS，NM，NB，论域量化等级为{-3,-2,-1,0,1,2,3}，从而得出模糊
控制规则表4.5； Δ的对应模糊子集隶属度见表4.6。
PK
表4.5
Δ的模糊规则
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
重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真
表4.6 隶属度函数
μ
PK
Table 4.6 Membership function
μ
PK
等
uKP
级
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
定义模糊关系 其输出控制
PERAL
=×
PPZzUU
=1
=∪。由此可得到 Δ控制查询表4.7PK
表4.7
；
KPRBL
=×，则
PZPEKPUERECR
=°∧°
Δ查询表
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，积分作用主要是消除系统的静态误差。加强
积分作用，有利于减小系统静差，但是过强的积分作用，会使系统超调加大，甚 至引起振荡。反之，减小积分作用，虽然有利于系统稳定，避免振荡，减小超调 量，但对消除系统静差不利。通常在偏差较大时，为防止积分饱和,避免系统响应
重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真
出现较大的超调，IK
值要小,通常取
IK
= 0；当偏差和变化率为中等大小时，为了
IK 使系统响应的超调量减小和保证一定的响应速度，时, 为了使系统具有较好的稳态性能, 应增大
IK 的取值要适当；当偏差较小
值。
=×
；
=×，则 因此，将输出控制量 Δ的模糊子集为PB，PM，PS，ZO，NS，NM，NB，IK 论域量化等级为{-3,-2,-1,0,1,2,3}。由其模糊关系 =°∧°
IZIEKIUERECR
IERAM
KIRBM
其输出控制
=∪IIZzUU
=1
。由此可得到控制 Δ查询表4.8。
IK
表4.8
Δ查询表
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，微分作用主要是针对具有大惯性的被控对象，DK 改善其动态性能。增大微分系数，有利于加快系统响应，使系统超调量减小，DK 稳定性增加，但对扰动敏感，抑制外扰能力减弱。若 前制动，从而延长调节时间，反之若
DK
过大，会使得响应过程提
不应取定值。当偏差
过小，调节过程的减速将会滞后，过程超
DK 调增加，系统响应变慢。因此，对于时变且不确定系统，较大时, 为防止因开始时偏差的瞬间变大可能引起的微分过饱和而使控制作用超
出许可范围, 应取较小的 DK；当偏差和变化率为中等大小时，DK的取值对系统影
响很大应取小一些；当偏差较小时，为避免输出响应在设定值附近振荡, 以及考虑 系统的抗干扰能力, 应适当选取 DK。其原则是: 当偏差变化率较小时，DK取大一
些;当偏差变化率较大时，DK
取较小的值, 通常
DK
为中等大小。
=×
；
=×，则 因此，将输出控制量 Δ的模糊子集为PB，PM，PS，ZO，NS，NM，NB，DK 论域量化等级为{-3,-2,-1,0,1,2,3}。由其模糊关系
DZDEKDUERECR
DERAN
KDRBN
=°∧°
其输出控制
DDZzUU
= 1
=∪
。由此可得到控制 Δ查询表4.9。
DK
重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真
表4.9
Δ查询表
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
对于此系统，我们先计算得到三个参数的查询表，并将其输入PLC控制器中。
系统运行过程中，只需计算误差和误差变化率，直接从表中查询数据，再将数据 与原控制参数叠加，以此实现对PID参数的在线自校正。这样做能有效减少控制 器的运算量，提高响应速度，其工作流程图如图4.3所示。
ekeck(),()
ΔΔΔ，PIDKKK
ekxkyk()()()= −
eckekek()()(1)=−−
ekek(1)()− =
图4.3 模糊PID在线自整定工作流程
Fig.4.3 Online self-tuning workflow of fuzzy PID
PIDKKK ,，4.3 舵机系统仿真[44～48]
MATLAB是由美国MathWorks公司开发的优秀的控制系统计算机辅助设计软
件。MATLAB语言是一种用于科学工程计算的高效率高级语言，它在数值计算、数字信号处理、系统识别、自动控制、时域分析与建模、优化设计、动态仿真等 方面表现出一般高级语言难以比拟的优势。其强大的矩阵运算能力和完美的图形
重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真
可视化功能使得它成为控制领域应用最广的工具。MATLAB软件中的SIMULINK 工具箱可以对动态系统模型进行数字仿真，并且其图形化设计界面使得构件系统 模型更加直观、方便。SIMULINK支持连续和离散系统以及连续离散系统，也支 持线性与非线性系统，常用来仿真较大且复杂的系统。利用SIMULINK工具，用 户可以容易的实现模型的创建，大大降低仿真难度。
本文利用SIMULINK工具箱建立舵机仿真模型。建立的舵机数学模型，是一
个闭环控制系统，该系统的一个主要输入是操作人员预设置的舵转角，该输入经 控制器、比例阀、液压缸等元件后，输出的实际转角经传感器反馈，与设定值作 对比。其动态仿真模型如图4.4所示。
图4.4 动态仿真模型
Fig.4.4 Dynamic simulation model
重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真
图4.5 阶跃响应
Fig.4.5 Step response
图4.6 输入正弦信号频率分别为1、2、3、4
ZH时系统响应
Fig.4.6 Frequency response of the system for Input sinusoidal signal which frequency is one or two
or three or four
重庆大学硕士学位论文
控制算法及系统仿真
由传递函数可知，舵机系统由一个惯性环节、一个微分环节、两个振荡环节
组成。由图4.5可知，在未加校正时，由元器件组成的闭环系统虽无超调量，但其 响应时间较长大约为7s；在加入PID校正后，系统响应时间有了明显的改善，响 应时间缩短到约5s，但同时最大超调量也随之增加，达到了8%左右，此时基本上 能够满足系统的需要；在采用模糊PID控制后，系统响应缩短到3.5s，超调量控 制在5%以内，系统误差也得到了有效减少。
跟随性是衡量随动系统性能的一个重要指标。由图4.6可看出，在输入正弦信
号频率为1 ZH时，无校正闭环响应无法快速跟随输入变化，响应仅为输入的60%
左右，且最开始半个周期与后面周期相比，超调量较大，PID调节及模糊PID都 能较好地跟随输入信号；随着输入频率的提高，无论是无校正闭环、常规PID调 节还是模糊PID调节的跟随性能都将下降，在输入正弦信号频率为
4ZH时，模糊 PID能够保持响应为输入信号的80%，常规PID能够保持70%，无校正闭环为25%，且其前半周期与后面周期的差别更大。综上所述，模糊PID控制使系统闭环快速 性及跟随性能比常规PID控制有了较明显的提高。对于本舵机系统，模糊 PID 控 制优于常规 PID，更能适应工况的变化。
4.4 本章小结
本章介绍了PID及模糊控制原理，为充分利用PID控制优势，提高PID控制
适应性，根据舵机实际情况选择了模糊PID控制方案，设计了舵机模糊控制器。并对舵机闭环、常规PID调节和模糊PID调节三种控制方式进行了仿真比较。得 出模糊PID控制可使舵机获得较好的动态性能，适合高性能舵机的需要。
重庆大学硕士学位论文
基于CAN总线的分布式PLC控制系统 基于CAN总线的分布式PLC控制系统
5.1 CAN总线 [49～51]
CAN 是Controller Area Network（局域网控制器）的缩写，主要是用于各 种过程监测与控制的一种网络，是目前国际上应用最广的总线之一。最初CAN 是德国Bosch公司为解决现代汽车中众多的控制与测试仪器之间的数据交换 而开发的一种串行数据通信协议。由于CAN卓越的特性和极高的可靠性，所 以非常适合工业过程监控设备互联。随着CAN高层协议的不断发展，其应用 范围不仅局限在汽车工业领域，在工业自动化、过程控制、工程机械、船舶 运输、医疗仪器以及建筑、环境监控等领域都在迅速发展。
由于采用了许多新技术及独特的设计，CAN总线与一般的通信总线相比，它的数据通信具有突出的可靠性、实时性和灵活性。其特点包括如下：
① CAN为多主工作方式，网络上任何一节点均可在任意时间主动地向
网络上其他节点发送消息，而不分主从。
② 在报文标识符上，CAN上的节点分成不同的优先级，可满足不同的
实时要求，优先级高的数据最多可在134微秒内得到传输。
③ CAN采用非破坏总线仲裁技术。当多个节点同时向总线发送信息出
现冲突时，优先级较低的节点会主动地退出发送，而最高优先级的节点可不 受影响地继续传输数据，从而大大节省了总线冲突仲裁时间。尤其在网络负 载很重的情况下，也不会出现网络瘫痪的情况。
④ CAN节点只需通过对报文的标识符滤波即可实现点对点、一点对多
点及全局广播等几种方式传送接收数据。
⑤ CAN的直接通信距离最远可达10Km（速率在5kbps以下），通信速
率最高可达1Mbps（通信距离最长为40m）。
⑥ CAN上的节点数主要取决于总线驱动电路，目前可达110个。在标准
帧报文标识符有11位，而在扩展帧的报文标识符（29位）的个数几乎不受限 制。
⑦ 报文采用短帧结构，传输时间短，受干扰概率低，数据出错率极低。
⑧ CAN的每帧信息都有CRC校验及其他检错措施，具有极好的检错效
果。
⑨ CAN节点在错误严重的情况下具有自动关闭输出功能，以使总线上
其他节点的操作不受影响。
⑩ CAN总线具有较高的性能价格比。它结构简单器件容易购置，每个
重庆大学硕士学位论文
基于CAN总线的分布式PLC控制系统
节点的价格较低，而且开发技术容易掌握，能充分利用现有的单片机开发工 具。
CAN总线的通信线路由两条导线组成，分别为CAN-H和CAN-L，网络中所
有节点均挂接在这两条线路上，并通过它进行通信。CAN通信线路的总线值为 两种互补逻辑数值之一：“隐性”或“显现”。显性数值表示逻辑“0”，隐性数值 表示逻辑“1”。当在总线上出现同时发送显性和隐形位时，其结果是总线数值 为显性。在隐性状态下，VCAN-H和VCAN-L被固定于平均电压电平，Vdiff近似为0。在总线空闲或隐性位期间，发送隐性状态。显性状态以大于最小 阀值的差分电压表示，如图5.1所示。
V
VCAN-H
Vdiff
Vdiff
VCAN-L
隐形位隐形位显形位
时间t
图5.1总线位的数值表示
Fig.5.1 Bit Values of bus
由于CAN技术应用的普遍推广，这就要求通信协议的标准化。为此，1991
年9月Bosch公司制定并发布了CAN技术规范（Version2.0）。该规范包括A和B 两部分，2.0A给出了曾在CAN技术规范版本1.2中定义的CAN报文格式，而2.0B 给出了标准和扩展的两种报文格式。此后，1993年11月ISO正式颁布了道路交通 运输工具—数字交换—高速通信控制器局域网（CAN）国际标准（ISO11898），为 CAN进一步标准化、规范化起到了重要的作用。
5.1.1 CAN总线通信协议
CAN总线作为一种国际标准，也遵从网络标准模型。不过由于CAN的数据
结构简单，又是范围较小的局域网，因此根据ISO/OSI参考模型，CAN只采用 了其中的物理层、数据链路层和应用层。物理层又分为物理层信号（PLS）、物理 媒体连接（PMA）及介质从属接口（MDI）三部分，完成电气的连接、实现驱动 器/接收器特性、同步、定时、位编码解码等功能。数据链路层分为逻辑链路控制（LLC）与媒体访问控制（MAC）两部分，分别完成验收滤波、过载通知、恢复 管理，以及数据包装/解包、帧编码、介质访问管理。出错检测、应答等功能，如
重庆大学硕士学位论文
基于CAN总线的分布式PLC控制系统
图5.2所示。实际应用CAN总线时，用户可根据需要实现应用层的功能。由于应 用层协议数据直接取自数据链路层或直接向链路层写数据，结构层次大为简化，所以系统控制信号的实时传送性能大幅度提高。
图5.2 CAN总线ISO/OSI参考模型层结构
Fig.5.2 ISO/OSI reference model of CAN bus
5.2 CANopen协议[51]
CAN总线仅仅定义了物理层和数据链路层，而没有规定应用层，本身并不完
整，需要一个高层协议来定义CAN报文中的11/29位标识符、8字节数据的使用。而且，基于CAN总线的工业自动化应用中，越来越需要一个开放的、标准化的高 层协议：这个协议支持各种CAN厂商设备的互用性、互换性，能够实现在CAN 网络中提供标准的、统一的系统通讯模式，提供设备功能描述方式，执行网络管 理功能。CANopen协议在这种需求下应运而生，此协议是在20世纪90年代末，由CiA组织（CAN-in-Automation）在CAL（CAN Application Layer）的基础上发 展而来，一经推出便在欧洲得到了广泛的认可与应用。经过对CANopen协议规范 文本的多次修改，使得CANopen协议的稳定性、实时性、抗干扰性都得到了进一 步的提高。并且CIA在各个行业不断推出设备子协议，使CANopen协议在各个行 业得到更快的发展与推广。目前CANopen协议已经在运动控制、车辆工业、电机 驱动、工程机械、船舶海运等行业得到广泛的应用。
重庆大学硕士学位论文
基于CAN总线的分布式PLC控制系统
如图5.3所示为CANopen设备结构图，CANopen协议通常分为通讯、对象字
典、以及用户应用层三个部分
图5.3 CANopen设备结构图
Fig.5.3 Schematic diagram of CANopen equipment
通信接口和协议软件提供在总线上收发通信对象的服务。不同CANopen设备
间的通信都是通过通信对象完成的。这一部分直接面向CAN控制器进行操作。
对象字典描述了设备使用的所有数据类型、通信对象和应用对象，是一个
CANopen设备的核心部分。对象字典位于通信程序和应用程序之间，向应用程序 提供接口。
5.3 控制电路实现
船舶在航行时根据不同的情况需要不同的操舵模式，常用的有手动应急操舵，随动操舵和自动操舵（目前主要是使船舶保持在固定航向上）。根据实际需要设计 了基于CAN总线的PLC控制的舵机原理方块图，如图5.4所示。其工作原理为：由 舵轮产生一个转向及转速信号，通过转角传感器，经A/D转换为相应的数字信号输 入PLC1中，与经PLC2的D/A并通过CAN总线传送到PLC1的舵角反馈信号比较，比 较后得到的偏差信号经过校正运算，得到控制信号，PLC1将控制信号经CAN总线 传送到PLC2，D/A转换后发送到比例放大器中，比例放大器根据控制信号的正负 及大小驱动比例电磁铁，从而推动功率级阀芯产生一定的开口，使液压油能够进 入液压缸推动螺旋作动器运动，最终带动舵叶转动。舵转动后由舵角检测传感器 产生舵转角信号，经A/D转换变成数字信号通过CAN总线传输到主控制器中与输入 信号继续比较，如此形成闭环控制周期。系统控制功能图如图5.5所示[52]，控制流 程图如图5.6所示。
重庆大学硕士学位论文
基于CAN总线的分布式PLC控制系统
图5.4 舵机控制原理图
Fig.5.4 Schematic diagram of steering gear control
图5.5 控制功能图
Fig.5.5 Function diagram of control
重庆大学硕士学位论文
基于CAN总线的分布式PLC控制系统
图5.6 控制流程图
Fig.5.6 Flow diagram of control
5.3.1 主电路设计
电源开关主泵电机备用泵电机变压器及急停开关及控制部分熔断器主泵、备用泵电机控制PLC控制
QS
A QA
FU3 B FU4L1 24V电源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
图5.7 电气控制主电路图
Fig.5.7 Main circuit of electrical control
TC
220V
PLC
第二篇：液压千斤顶设计说明书
液压千斤顶研究设计报告
一、液压千斤顶功能分析。
千斤顶是一种起重高度小(小于1m)的最简单的起重设备。它有机械式和液压式两种。机械式千斤顶又有齿条式与螺旋式两种，由于起重量小，操作费力，一般只用于机械维修工作，在修桥过程中不适用。液压式千斤顶又称油压千斤顶，是一种采用柱塞或液压缸作为刚性顶举件的千斤顶，其结构紧凑，工作平稳，有自锁作用，故使用广泛。其缺点是起重高度有限，起升速度慢。
液压千斤顶充分运用了帕斯卡原理，实现了力的传递和放大，使得用微小的力就可以顶起重量很大的物体。在液压千斤顶中，除了其自身所具有的元件外，还需要一种很重要的介质，即工作介质，又叫液压油。液压油的好坏直接影响到千斤顶能否正常地工作。因此，就需要液压油具有良好的性能。在液压千斤顶中，液压油所应该具备的功能有以下几点：
1．传动，即把千斤顶中活塞赋予的能量传递给执行元件。
2．润滑，对活塞、单向阀、回油阀杆和执行元件等运动元件进行润滑。3．冷却，吸收并带出千斤顶液压装置所产生的热量。
4．防锈，防止对液压千斤顶内的液压元件所用的金属产生锈蚀。除此之外，液压油还需要有以下这些工作性能的要求。1．可压缩性。可压缩性小可以确保传动的准确性。2．粘温特性。要有一个合适的粘度并随温度的变化小。
3．润滑性。油膜对材料表面要有牢固的吸附力，同时油膜的抗挤压强度要高。
4．安定性。油不能因热、氧化或水解而变化，使用的寿命要长。5．相容性。对金属、密封件、橡胶软管、涂料等有良好的相容性。液压千斤顶广泛使用在电力维护，桥梁维修，重物顶升，静力压桩，基础沉降，桥梁及船舶修造，特别在公路铁路建设当中及机械校调、设备拆卸等方面。由于液压用途广泛，所以行程范围也需要比较广。
二、液压千斤顶工作原理
液压千斤顶工作时，扳手往上走带动小活塞向上，油箱里的油通过油管和单向阀门被吸进小活塞下部，扳手往下压时带动小活塞向下，油箱与小活塞下部油路被单向阀门堵上，小活塞下部的油通过内部油路和单向阀门被压进大活塞下部，因杠杆作用小活塞下部压力增大数十倍，大活塞面积又是小活塞面积的数十倍，由手动产生的油压被挤进大活塞，由帕斯卡原理（液压传递压强不变的原理，受力面积越大压力越大，面积越小压力越小）知大小活塞面积比与压力比相同。这样一来，手上的力通过扳手到小活塞上增大了十多倍(暂按15倍)，小活塞到大活塞力有增大十多倍(暂按
图1帕斯卡原理图
15倍)，到大活塞（顶车时伸出的活动部分）力=15X15=225倍的力量了，假若手上用每20公斤力，就可以产生20X225=4500公斤（4.5吨）的力量。工作原理就是如此。当用完后，有一个平时关闭的阀门手动打开，油就靠汽车重量将油挤回油箱。
三、自锁原理
图2单向阀自锁
单向阀自锁：为了能实现千斤顶在支撑中实现自锁，此设计采用单向阀组成设计回路。在液压千斤顶在小油缸与大油缸之间设置有一个单向阀。在手柄向上提升带动小油缸中的小活塞时，由于小油缸与大油缸之间设有单向阀，此时单向阀处于关闭状态，大油缸中的油液并不会回流至小油缸。在手柄下压带动活塞压油液时，小油缸与大油缸之间的单向阀处于开启状态，而小油缸与储油装置之间的单向阀处于关闭状态，油液进入大油缸将负载顶起。将负载顶到目标高度后，大油缸与小油缸之间的单向阀仍处于工作状态，油液只能存在大油缸之中，负载无法下行，形成自锁。
液压千斤顶顶起重物后，靠液压单向阀能起锁紧作用，但专业人士都知道，液压系统都有泄漏现象，压力越大泄漏越严重，液压缸内高压油一泄漏液压杆肯定要下行，时间越长下滑越明显。这说明液压千斤顶顶起的重物自锁时间不能过长，这势必对操作者造成一定的心里压力，为了避免液压系统因泄漏而造成的不良后果，消除操作者心里负担，我们的设计除液压自锁外，还设置了机械自锁装置。
机械自锁：在大活塞螺旋杆和液压千斤顶外壳设计锁紧螺母，当液压千斤顶在任意高度顶起重物需要锁紧时，旋紧锁紧螺母，使之与液压千斤顶外壳顶端完全接触，外载荷由锁紧螺母传给液压千斤顶的外壳，液压缸活塞不承受载荷，液压系统可以卸荷。锁紧螺母与螺旋杆采用梯形螺纹传动，顶起重物后，由手动旋合锁紧螺母，达到锁紧目的（如图3）。
四、结构设计
（1）螺旋传动机构，增大起重行程
液压千斤顶中的活塞杆是千斤顶顶起重物的执行部件，液压杆的长度，就是千斤顶顶起重物的最大行程。要增大液压千斤顶顶起重物的行程，就必须增加活塞杆的长度，这势必增大了液压千斤顶的体积和输油量。为了避免这些困惑，将活塞杆进行改良设计，如图4所示，加设螺旋配合机构，采用梯形螺纹传动，能承受较大的载荷，由于螺旋杆能上下螺旋移动，就增大了液压千斤顶的有效行程。螺旋杆顶部设计通孔，可以利用加长杆与之配合，旋转螺杆，便能在顶起重物的状态下增大顶起高度行程，当然也可以在没有顶起重物时预先旋转螺纹提升螺旋杆达到提高行程的目的。在不需要增大起重行程时，螺旋杆旋进活塞杆，保持原
图4
图3螺母锁紧装置
来的起重行程。
（2）扳手省力结构
液压千斤顶虽然能利用帕斯卡原理，利用大油缸面积大于油缸截面面积缩小力。但考虑到材料强度及设备体积原因（小油缸面积不能过小，要保证一定的壁厚及小活塞的压杆
图5油泵扳手
稳定，大油缸面积不能过大），大油缸与小油缸的截面积之比一般设计在10到20 之间（我们设计取15）。我们发现这个面积比只能将力缩小到原载荷的十五分之一。这是远远不够的，所以我们将手动油泵扳手设计成杠杆（如图5）。最左端竖直杆与底座相连，右边与滑套相连的为活塞杆，横杆为扳手。根据杠杆原理，各部分设计合理距离以及杆长设计合理，这个可将力缩小为小活塞受力的十五分之一。这样就可将力缩小至负载的1/225。（3）出油装置
图6底部油通道
上述已阐明如何将负载顶起。在工作结束的时候需要卸载，这就需要一个将大油缸中的油液排除的装置。图6为底部油通道示意图。可以看出，1通道为油液进入手动油泵的通道（油液存储在外油箱中）。图6中的2出口就是工作结束卸载时油液的通道。考虑到千斤顶正常工作时油液不能从大油缸中流出，因此在2通道口装有一个手动阀，在工作结束后打开手动阀，让油在负载的作用下流回外油箱中，完成卸载。
五、设计心得
这次设计的大作业，是现代机械设备中应用较为广泛的一种伸缩传动装置——千斤顶。由于理论知识不足，而且平时几乎没有设计的经验，在一开始的时候有些手忙脚乱，不知道该从什么地方入手。在本次大作业的完成过程中，让我感触最深的就是要不断地查阅资料和修改图纸使得我们的设计更加符合现实生活中的标准。我们作为机械工程专业的学生，最重要的就是要时时刻刻与实际相结合，所设计的每一个机械部件、每一个零件都必须不离实际。与艺术家可以尽情的幻想不同，一切不切实际的构想就永远只能是幻想，永远无法成为设计。与此同时，在设计的过程中，需要用到AutoCAD软件进行制图。因此为了更加有效率地绘制各种零件图、装配图，我们必须学会熟练的掌握它。
在设计过程结束后，我自己学到了不少的知识，也让我捡起了很多遗忘的知识。在整个设计中我明白了很多东西，也培养了我工作和与人合作的能力，而且我也充分地体会道路在创造设计过程的艰辛和成功时的喜悦。尽管这个设计做得并不优秀，但这个在设计过程中所学到的东西将是我人生路上强有力的垫脚石，对我日后的工作、设计都会有很大的益处。
第三篇：液压夹紧铣床夹具设计说明书
沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
前言
机械制造技术基础是机械设计制造及其自动化（或机械工程及自动化）专业的一门重要的专业基础课。
机械设计是机械工程的重要组成部分，是决定机械性能的最主要因素。由于各产业对机械的性能要求不同而有许多专业性的机械设计。
在机械制造厂的生产过程中,用来安装工件使之固定在正确位置上,完成其切削加工、检验、装配、焊接等工作,所使用的工艺装备统称为夹具。如机床夹具、检验夹具、焊接夹具、装配夹具等。
机床夹具的作用可归纳为以下四个方面：
1.保证加工精度
机床夹具可准确确定工件、刀具和机床之间的相对位置，可以保证加工精度。
2.提高生产效率
机床夹具可快速地将工件定位和夹紧，减少辅助时间。3.减少劳动强度
采用机械、气动、液动等夹紧机构，可以减轻工人的劳动强度。
4.扩大机床的工艺范围
利用机床夹具，可使机床的加工范围扩大，例如在卧式车床刀架处安装镗孔夹具，可对箱体孔进行镗孔加工。
机械制造装备设计课程设计是机械设计中的一个重要的实践性教学环节，也是机械类专业学生较为全面的机械设计训练。其目的在于：
1.培养学生综合运用机械设计基础以及其他先修课程的理论知识和生产实际知识去分析和解决工程实际问题的能力，通过课设训练可以巩固、加深有关机械课设方面的理论知识。
2.学习和掌握一般机械设计的基本方法和步骤。培养独立设计能力，为以后的专业课程及毕业设计打好基础，做好准备。
3.使学生具有运用标准、规范手册、图册和查询有关设计资料的能力。
我国的装备制造业尽管已有一定的基础，规模也不小，实力较其它发展中国家雄厚。但毕竟技术基础薄弱，滞后于制造业发展的需要。我们要以高度的使命感和责任感，采取更加有效的措施，克服发展中存在的问题，把我国从一个制造业大国建设成为一个制造强国，成为世界级制造业基础地之一。
沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
1.产前准备
1.1年生产纲领
工件的年生产量是确定机床夹具总体方案的重要依据之一。如工件的年生产量很大，可采用多工件加工、机动夹紧或自动化程度较高的设计方案，采用此方案时，机床夹具的结构较复杂，制造成本较高；如工件的年生产量不大，可采用单件加工，手动夹紧的设计方案，以减小机床夹具的结构复杂程度及夹具的制作成本。如5万件以上夹具复杂用全自动化的设备，5000件小批量生产用手动设备。
1.2生产条件 1.3零件工艺分析
本次课设是要为此图1-3-1汽缸体铣削上表面
图1-3-1
零件图标出了工件的尺寸、形状和位置、表面粗糙度等总体要求，它决定了工件在机床夹具中的放置方法，是设计机床夹具总体结构的依据,本工件放置方法应如图1-3-1所示。工序图给出了零件本工序的工序基准、已加工表面、待加工表面，以及本工序的定位、夹紧原理方案。工件的工序基准、已加工表面决定了机床夹具的方位方案，如选用平面定位、孔定位以及外圆面定位等；定位方案的选择依据六点定位原理和采用的机床加工方法，定位方案不一定要定六个自由度，但要完全定位。工件的待加工表面是选择机床、刀具的依据。确定夹紧机构要依据零件的外型尺寸，选择合适的定位点，确保夹紧力安全、可靠同时夹紧机构不能与刀具的运动轨迹相冲突。
沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
2.夹具结构设计
2.1定位机构
图2-1-1定位心轴
在夹具设计中，定位方案不合理，工件的加工精度就无法保证。工作定位方案的确定是夹具设计中首先要解决的问题。
根据工序图给出的定位元件方案，按有关标准正确选择定位元件或定位的组合。在机床夹具的使用过程中，工件的批量越大，定位元件的磨损越快，选用标准定位元件增加了夹具零件的互换性，方便机床夹具的维修和维护。
设计夹具是原则上应选该工艺基准为定位基准。无论是工艺基准还是定为基准，均应符合六点定位原理。
2.2夹紧机构
沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
图2-2-1工件放置方式
1.夹紧的目的：使工件在加工过程中保持已获得的定位不被破坏，同时保证加工精度。.夹紧力的方向的确定：
1）夹紧力的方向应有利于工件的准确定位，而不能破坏定位，一般要求主夹紧力应垂直于第一定位基准面。
2）夹紧力的方向应与工件刚度高的方向一致，以利于减少工件的变形。
3）夹紧力的方向尽可能与切削力、重力方向一致，有利于减小夹紧力。.夹紧力的作用点的选择：
1）夹紧力的作用点应与支承点“点对点”对应，或在支承点确定的区域内，以避免破坏定位或造成较大的夹紧变形。
2）夹紧力的作用点应选择在工件刚度高的部位。
3）夹紧力的作用点和支承点尽可能靠近切削部位，以提高工件切削部位的刚度和抗振性。
4）夹紧力的反作用力不应使夹具产生影响加工精度的变形。
4.选择夹紧机构：
设计夹紧机构一般应遵循以下主要原则： 1)夹紧必须保证定位准确可靠，而不能破坏定位。沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
2)工件和夹具的变形必须在允许的范围内。
3)夹紧机构必须可靠。夹紧机构各元件要有足够的强度和刚度，手动夹紧机构 4)必须保证自锁，机动夹紧应有联锁保护装置，夹紧行程必须足够。5)夹紧机构操作必须安全、省力、方便、迅速、符合工人操作习惯。6)夹紧机构的复杂程度、自动化程度必须与生产纲领和工厂的条件相适应。
图2-2-2夹紧机构
选用螺栓螺母夹紧机构来对被加工工件进行夹紧。
螺栓螺母夹紧机构的特点：①结构简单，制造方便加紧可靠施力范围大；②自锁
性能好操；③扩力比80以上，行程S不受限制；④加紧工作慢，效力低。
2.3机床夹具的总体形式
机床夹具的总体形式一般应根据工件的形状、大小、加工内容及选用机床等因素来确定。
夹具的组成归纳为：
1）定位元件及定位装置 用于确定工件正确位置的元件或装置。2）夹紧元件及夹紧装置 用于固定元件已获得的正确位置的元件或装置。3）导向及对刀元件 用于确定工件与刀具相互位置的元件。
4）动力装置在成批生产中，为了减轻工人劳动强度，提高生产率，常采用气动、液动等动力装置。
5）夹具体用于将各种元件装置连接在一体，并通过它将整个夹具安装在机床上。6）其他元件及装置 根据加工需要来设置的元件或装置。2.3.1确定夹具体： 沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
夹具体上一般不设定位和定向装置，特别是台钻、立钻和摇臂钻上使用时，但夹具体底板上一般都设有翻边或留一些平台面，以便夹具在机床工作台上固定。夹具体一般是设计成平板式（有些夹具体铸造成特殊形状），保证具有足够的刚性。它用来固定定位元件、加紧机构和联接体，并于机床可靠联接。2.3.2确定联接体：
联接体是将导向装置与夹具体联接的工件，设计时主要考虑联接体的刚性，合理布置联接体的位置，给定位元件、夹紧机构留出空间。此夹具体的联接装置通过内六角螺栓和圆柱销来定位，考虑到刚性问题，在相对应的位置上在用一个联接体支承钻套板，同样用内六角螺栓定位。2.3.3夹具体的总体设计图:
图2-4-1总体图
2.5绘制夹具零件图
对装配图中需加工的零件图均应绘制零件图，零件图应按制图标准绘制。视图尽可能与装配图上的位置一致。1.零件图尽可能按1:1绘制。
2.零件图上的尺寸公差、形位公差、技术要求应根据装配图上的配合种类、位置精度、技术要求而定。
3.零件的其他尺寸，如尺寸、形状、位置、表面粗糙度等应标注完整。
4.零件图名称：
零件图1定位轴
零件图2支柱
零件图3夹具体 零件图4钻模板
2.6 绘制夹具装配图
沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
1.装配图按1:3的比例绘制，用局部剖视图完整清楚地表示出夹具的主要结构及夹具的工作原理。
2.视工件为透明体，用双点划线画出主要部分（如轮廓、定位面、夹紧面和加工表面）。画出定位元件、夹紧机构、导向装置的位置。3.按夹紧状态画出夹紧元件和夹紧机构。
4.画出夹具体及其它联接用的元件（联接体、螺钉等），将夹具各组成元件联成一体。
此机床夹具要用到的零件如下： 1.压板 2.挡销 3.调整螺钉 4.校正块 5.支承钉 6.螺钉 7.夹具体 沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
8.调节销 9.定向块 10.夹紧油缸手柄 11.锁紧油缸手柄 12.锁紧钉 13.辅助支承钉 14.量块
5.标注必要的尺寸、配合、公差等
(1)夹具的外形轮廓尺寸，所设计夹具的最大长、宽、高尺寸。
(2)夹具与机床的联系尺寸，即夹具在机床上的定位尺寸。如车床夹具的莫氏硬度、铣床夹具的对定装置等。
(3)夹具与刀具的联系尺寸，如用对刀块塞尺的尺寸、对刀块表面到定位表面的尺寸及公差。
(4)夹具中所有有配合关系的元件间应标注尺寸和配合种类。
(5)各定位元件之间，定位元件与导向元件之间，各导向元件之间应标注装配后的位置尺寸和形位公差。
6.夹具装备图上应标注的技术要求(1)定位元件的定位面间相互位置精度。
(2)定位元件的定位表面与夹具安装基面、定向基面间的相互位置精度。
(3)定位表面与导向元件工作面间的相互位置精度。
(4)各导向元件的工作面间的相互位置精度。
(5)夹具上有检测基准面的话，还应标注定位表面，导向工作面与该基准面间的位置精度。
对于不同的机床夹具，对于夹具的具体结构和使用要求，应进行具体分析，订出具体的技术要求。设计中可以参考机床夹具设计手册以及同类的夹具图样资料。7.对零件编号，填写标题栏和零件明细表：
每一个零件都必须有自己的编号，此编号是唯一的。在工厂的生产活动中，生产部件按零件编号生产、查找工作。
完整填写标题栏，如装配图号、名称、单位、设计者、比例等。
沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
完整填写明细表，一般来说，加工工件填写在明细表的下方，标准件、装配件填写在明细表的上方。注意，不能遗漏加工工件和标准件、配套件。8.机床夹具应满足的基本要求包括下面几方面：
1)保证加工精度 这是必须做到的最基本要求。其关键是正确的定位、夹紧和导向方案，夹具制造的技术要求，定位误差的分析和验算。
2)夹具的总体方案应与年生产纲领相适应 在大批量生产时，尽量采用快速、高效的定位、夹紧机构和动力装置，提高自动化程度，符合生产节拍要求。在中、小批量生产时，夹具应有一定的可调性，以适应多品种工件的加工。
3)安全、方便、减轻劳动强度 机床夹具要有工作安全性考虑，必要时加保护装置。要符合工人的操作位置和习惯，要有合适的工件装卸位置和空间，使工人操作方便。大批量生产和工件笨重时，更需要减轻工人劳动强度。
4)排屑顺畅 机床夹具中积集切屑会影响到工件的定位精度，切屑的热量使工件和夹具产生热变形，影响加工精度。清理切屑将增加辅助时间，降低生产率。因此夹具设计中要给予排屑问题充分的重视。
5)机床夹具应有良好的强度、刚度和结构工艺性 机床夹具设计时，要方便制造、检测、调整和装配，有利于提高夹具的制造精度。
结论
在这次历时两个礼拜的课程设计中，发现自己在理论与实践中有很多的不足，自己知识中存在着很多漏洞，看到了自己的实践经验还是比较缺乏，理论到实践的能力还急需提高。让我认识到了仔细认真的重要性。
这次课程设计让我们更能注意到细枝末节。这次课设使我对机床夹具设计有了更深刻的理解，特别使其中的技术要求。同时感觉到了细节的重要性。有时候我们我们错的并不是理论，而是我们很容易忽略的线型和该删掉的线我们没有删掉。作为一个设计者不仅应掌握良好的专业知识，有一个认真仔细的心态，还有有一个冷静的心态，遇到问题不能慌乱，不知所措
首先根据工件的加工要求，我选择了钻床，因此加工方向式垂直与水平面的。然后工件主要定位部分为直径为φ30mm的中心孔和一侧端面，用长销小平面定五个自由度。虽然没有满足六个自由度的要求，但是不影响机床夹具的工作。因为被加工件需要钻2个孔不限制Z向的旋转会增进效率。最后是将定位销和支承板固定在夹具体上，沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
利用销定位、螺柱、螺母和内六角螺钉进行定位、夹紧。这样将工件稳固的夹紧在机床上，能更方便，准确的进行钻孔加工。通过以上这些步骤，此机床夹具可以正常工作，此项设计方案可实施。通过精度验算可知，此项机床夹具可施行。工件的定位、夹紧符合要求。
在设计的过程中，虽然感觉到了我的不足之处，但是我也学到了不少东西。在一定程度上，使我对以前学习过的东西有了加深理解和熟练操作。课程设计是机械专业学习的一个重要的、总结性的理论和实践相结合的教学环节，是综合运用所学知识和技能的具体实践过程。通过本次夹具设计，我对所学的专业知识有了更深刻的理解和认识。课程设计内容源于生产实践，使得课程设计和实践得到了充分的结合，有利于培养解决工程实际问题的能力。上学期在沈飞进工厂实习或参观的时候对夹具也有所了解，而这次课程设计的经历，使我对夹具有了更深刻的认识
我们在这次的学习实践中看到了自己的不足，同时发现到自己的一个不足，意味着我们成长了一点，如果我们每天成长一点点，那么我们会稳扎稳打的走向成功。
致谢
为期两周的课程设计转眼就过去了。通过这两个星期的课程设计，使我综合的运用了几年所学的专业知识。在课程设计中，发现自己在理论与实践中有很多的不足，自己知识中存在着很多漏洞，看到了自己的实践经验还是比较缺乏，理论到实践的能力还急需提高。
首先，感谢学校给我们提供这次难得的实习机会，这让我真切的体会到理论与实际相结合的意义，为我今后的机械制造技术设计思路奠定了基础。从次课程设计中能让我们学习到一些课本中不能引起我们注意的细节东西，感谢学校为我们提供的宝贵学习机会！
我非常感谢我的指导教师张福老师和张海华老师。两周来，我时刻体会着两位老师严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，不论天气有多么的炎热，都会在我们身边细心指导。在课外时间，我们不明白一些设计的问题和有关画图方面的问题时，每次去老师那里，老师都会在百忙之中给我们足够的时间去问问题，有时还会和我坐下来一起讨论设计的方案。当我的提出的方案不是经济实用的时候老师会细心讲解给予更好的意见。整个过程，两位老师都倾注了大量的心血。正是在老师科学、严谨的指导下，我的课程设计才能顺利进行，这篇论文也才得以顺利完成。两位 沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
老师不仅在学习上对我严格要求，在我们的思想行为上都给予了教育与指导。
这次课程设计虽然我完成的不是很成熟，但是通过老师的帮助和自己的努力完成课程设计还是让我有一种自豪感，这是我自己真的去思考，设计，查询资料得来的成果。在这次课程设计结束的时候，我感到有一种轻松感，不是因为课程设计不用再做了，而是因为我从这次课程设计中获得了知识，有所学、有所用。更加知道我们将来能做什么，会做什么，该做什么。让我们对行业有了了解，让我们对自己的未来有了规划。
感谢两位老师的细心指导！
参考文献
[1] 作者：吴宗泽，罗圣国，书名《机械设计课程设计手册》，出版者：高等教育出版社，出版年：1999，引用部分起止页：37～46。
[2] 作者：李庆余，书名《机械制造装备设计》，出版者：机械工业出版社，出版年：2008年，版次：2版
[3] 作者：张海华，书名《机械制造装备设计指导书》，出版者：机械工程系，引用部分起止页：44～46页。
[4] 作者：薛源顺，书名《机床夹具图册》，出版者：机械工业出版社，出版年2003年，版次：1版
沈阳理工大学应用技术学院机械制造装备课程设计说明书
第四篇：液压系统设计问题
毕业两年有余，此间设计过一些系统，碰到过很多问题，总结出一些东西，由于小弟经验有限，见识尚浅，所以可能有不少错误，以下总结仅为各位看法，供大家讨论，不对的地方还望各位大侠指教，谢谢!
1、流速：吸油管路为0.5-1m/s，压油管路为6-8 m/s，回油管路为2-3 m/s，先导管路为1.2 m/s。
2、任何时候吸油管和泄油管都要在液面以下至少2.5倍的直径，但不得小于100mm。吸油、回油泄油管之间的间距最少不得小于250mm。
3、压力表选用：压力较平稳时，最大压力值不超过测量上限的2/3；压力波动时，其压力值不应超过测量上限的1/2，最低压力不能低于测量上限的1／3
11、溢流阀A和B的规格和调定值均相同，并且所在回路的两个泵并联供油时，有时溢流阀发出很强的噪声，产生共振。
12、所属不同泵的两个溢流阀的回油管最好分别接回油箱，如果回路管接在一起，当两个泵同时工作时，有时会产生很大的噪声。
14、对于先导式溢流阀而言，压力表一般接在溢流阀的进油口，而不是遥控口。
15、使用同步阀时，实际流量要尽量与额定流量相同。实际流量偏小时，误差会增大。
21、负载漂移：负载的速度随着负载力的变化而改变。
22、液压系统的动态响应性主要是指当负载发生变化时，流量能否快速的跟随着发生变化。
24、外啮合齿轮泵：采用斜圆弧齿，噪音低，流量脉动小。
25、涡流离心过滤器：滤头设计使得更换滤芯容易；滤芯受力均匀，工作时无振动；液流进入后发生涡流，使颗粒沉淀到底部，从而直接排除。
30、安装液压缸应牢固可靠,为防止热膨胀影响,当行程大和温度高时,缸的一端必须保持浮动。
31、使用预压缩容积法减少流量和压力波动。
33、密封理论认为：在一个动态柔性密封及其配合面之间存在一层完整的润滑膜。在正常状态下，正是借助这层润滑膜来达到密封目的并延长密封件寿命。
34、油封(旋转动密封)的密封机理由润滑特性和密封原理两部分组成。润滑特性：油封的摩擦特性受流体的粘度与滑动速度支配，油封与轴的相对滑动表面在油膜分离的润滑状态下运动，因此保持摩擦阻力小，磨损小。密封原理：油封滑动接触面上油的流动是从大气侧流向油侧又从油侧流向大气侧的循环。滑动面的润滑良好，可防止磨损的进行，由此没有泄漏。当系统运动速度过高时，影响连续的润滑膜的形成，导致摩擦热增加，超出密封材料的耐温范围则造成密封件的损坏。压力过大时，除影响油膜形成，还会对橡塑密封件产生“挤隙”作用，一般可采用加“挡圈”来改善。
45、行走液压的所有元件和管道系统都不可避免地要经常承受行驶中的颠簸和冲击载荷 因此一般不采用叠加阀那样的安装形式，行走机械中常用的多片组合式多路滑阀的夹紧螺栓要比工业液压中叠加阀的粗得多，工业液压装用的一些型式的冷却器也经不住行驶时加速度的惯性力负荷。
46、行走机械的载荷不确定性较强 主要体现为系统压力波动剧烈，因此选用元件时应有较大的瞬间耐压强度储备；工业固定设备的载荷及相关的液压系统的压力则较有规律，功率型
元件的平均负荷率通常定得较饱满，需要更多地关注在连续带载运行情况下的寿命和可靠性问题。50、液压件用螺钉与螺栓一般用8.8、10.9、12.9级，32MPa以上用12.9级，材料用35CrMo、30CrMnSi或Q420合金结构钢，螺母材料一般比螺栓的软些。
52、轴向柱塞泵的发展趋势是：高压化、高速化、大流量化。要实现这些目标的关键问题之一是要合理设计轴向柱塞泵中的各种类型的摩擦副，使之形成适当的油膜，以提高柱塞泵的工作效率和寿命。
53、液体粘性传动（HVD）是一种利用摩擦副之间的油膜剪切来传递动力的新型传动形式，在大功率风机、水泵调速节能方面有着广泛的应用前景。
54、气穴是液压系统中常见的一种有害现象，经常发生在阀口附近。不仅破坏了流体的连续性、降低了介质的物理特性，而且引起振动和噪声。同时系统效率降低，动态特性恶化。
58、过滤器初始压降不得大于旁通阀压力的1/3。
59、齿轮泵，转速增加到1000rpm后，压力脉动将会有很大改善。60、摆线马达的噪音很小，但是其效率比较低。62、泵与马达效率：
容积效率：泄露、液体压缩
机械效率：摩擦、噪音、压力损失
63、控制器电流输入的抗干扰能力好（相比电压输入）67、油缸内泄小于0.05ml/min。油缸运行速度小于400mm/s 68、阀块材料：高压采用45钢或者35钢锻打后直接机加工或者机加工后调制处理HB200-240。低压可以采用20或者Q235（焊接性能好）。
69、萨澳推荐经验：V补=V系*0.1（V补为补油泵排量，V系为系统中泵与马达的排量综合）但是该经验公式不适用于以下场合（高冲击负载、长管路工况3-5m以上，低速大扭矩工况），系统的冲洗流量Q冲洗=（20%-40%）*Q系统。
70、萨澳马达（90、H1、51系列）用于开始回路时，回油口必须至少有7bar的背压。72、负载敏感泵Ls管路选取原则：ls管路容积至少为泵出口到ls信号采集点之间管路容积的10%或更多，以提提高泵的响应速度。
73、负载敏感泵ls压力设定规则：增加ls压力可以提高泵的响应速度但是待机能耗增加，一半ls压力为16-20bar，可根据负载敏感阀标定流量时的压差来调定泵上的ls压力值。74、设备液压油第一次换油时间：工作500h。以后没1200-1500h换油。78、比例方向阀阀芯V型槽口： 加速和减速控制性好；C型槽口流量大。
79、比例阀一般为正遮盖，中位死区为5%—20%，伺服阀为零遮盖。比例阀的滞环为3%—7%，带位置反馈的为0.3%-1%，伺服阀滞环为0.1%-0.5%。80、电磁阀电磁铁多为吸力。
第五篇：液压系统管路设计注意事项
液压系统管路设计注意事项
一．液压系统普遍存在的问题 1． 可靠性问题（寿命和稳定性）
（1）国产元件质量差，不稳定；（2）设计水平低，系统不完善。2． 振动与噪音
（1）系统中存在气体，没有排净。（2）吸油管密封不好，吸进空气。（3）系统压力高。（4）管子管卡固定不合理。
（5）选用液压元件规格不合理，如小流量选用大通径的阀，产生低频振荡；系统压力在某一段产生共振。3． 效率问题
液压系统的效率一般较低，只有80％左右或更低。系统效率低的原因主要由于发热、漏油、回油背压大造成。4． 发热问题
系统发热的原因主要由于节流调速、溢流阀溢流、系统中存在气体、回油背压大引起。5． 漏油问题
（1）元件质量（包括液压件、密封件、管接头）不好，漏油。（2）密封件形式是否合理，如单向密封、双向密封。（3）管路的制作是否合理，管子憋劲。（4）不正常振动引起管接头松动。
（5）液压元件连接螺钉的刚度不够，如国内叠加阀漏油。（6）油路块、管接头加工精度不够，如密封槽尺寸不正确，光洁度、形位公差要求不合理，漏油。6． 维修问题 维修难，主要原因：
（1）设计考虑不周到，维修空间小，维修不便。（2）要求维修工人技术水平高。
液压系统技术含量较高，要求工人技术水平高，出现故障，需要判断准确，不仅减少工作量，而且节约维修成本，因为液压系统充满了液压油，拆卸一次，必定要流出一些油，而这些油是不允许再加入系统中使用。另外，拆卸过程有可能将脏东西带入系统，埋下事故隐患。因此要求工人提高技术水平，判断正确非常必要。7． 液压系统的价格问题
液压系统相对机械产品，元件制造精度高，因此成本高。二． 如何保证液压系统正常使用
液压系统正常工作，需要满足以下条件： 1． 系统干净
系统出现故障，70％都是由于系统中有脏东西如铁屑、焊渣、铁锈、漆皮等引起。例如，这类污染物，如果堵住溢流阀中的小孔（0.2mm）就建立不了压力；如果卡在方向阀阀芯，就导致不能换向，功能不对；如果堵住柱塞泵滑靴的小孔，就产生干摩擦，损坏泵。另外，特别强调一点，如果水进入液压油中，导致液压油乳化，最容易引起堵住柱塞泵滑靴的小孔，就产生干摩擦，损坏泵。如何保证系统干净，应注意：
（2）选用性能好的过滤器，系统应设有多级精度过滤，不是精度越高越好，应该有粗有细，根据元件对过滤精度的要求选择。
（3）装配时，每一件零件都要打毛刺，清洗干净；焊接管路，接头焊缝都要用铣刀铣去内孔焊渣、焊瘤。管子要进行酸洗处理。
（4）管子不要大拆大卸；拆下的液压件和管路要保证清洁。（5）临时增加管子的处理，首先酸洗，然后用大空压机吹，加上汽油，吹到发白为止。（6）加油要进行过滤。
（7）运输过程中，注意密封，保证液压元件、管件不被污染。2． 无气
系统中有气体，性能不稳定，压力波动大，引起发热。特别是吸油管密封不好，又发现不了，没有油漏出，但气体却被吸入。吸油管的密封要特别注意。
如何保证系统没有气体，应考虑：
（1）系统应有放气阀，每次调试前都要排气，包括维修后开车。（2）吸油管路密封可靠，加避震管防止接头憋劲。3． 油温合理
油温过高，引起油的粘度变小或变质。粘度变小，影响系统性能，内泄增加；变质，则可能损坏液压元件。4．不漏油
三． 液压系统设计中应注意的问题
如何解决液压系统存在的各种问题，安全可靠，延长使用寿命。首先设计要合理。
可靠性问题
提高液压系统的可靠性，建议采用以下几种方法： 1． 选用性能优良、制造水平高的液压元件。2． 降低指标使用。
如选用额定压力为32MPA的液压元件，其经常使用的压力为21－25MPA之间；如泵马达的转速为3250rpm，使用到1000－1500 rpm，这样就可以提高安全系数，提高元件使用寿命。
3． 尽量选用一家生产的液压元件，以利提高质量及解决备件问题。
4． 非标元件尽量使用由专业液压厂生产的元件、元素，以保证质量，降低成本，提高标准化水平和解决备件供应问题。5． 完善保护措施，提高安全可靠性。（3）采用双泵系统。（4）增加需要现场工人调整的安全阀。（5）加强过滤，保证系统清洁。（6）增加油温指示和报警。（7）增强系统的密封性能。（8）增加失压报警和油位报警。
振动与噪音问题
振动厉害，噪音大，是液压系统普遍存在的问题之一。减少振动，降低噪音，具有重要的意义。选用低噪音的泵和其他液压件，目前很困难。在设计上需要考虑的是： 1． 降低泵的转速。2． 降低使用压力。
3． 合理选择液压元件和参数，不要产生吸空现象。
4． 把泵站阀架分开，并加减震垫，各部分之间均有软管连接。
发热问题的解决 1． 采用容积式调速系统
2． 闭式系统中，加强系统换热，确定在特定的情况下，最佳的补油量，换油量，补油压力和换油压力；对泵和马达要争取在缸体外换热。
3． 加强冷却，选用性能好的冷却器。
4． 减少回油背压，减少系统压力损失，管路的流速要合理，匹配合适的通径；管子转弯避免急弯，小通径可直接弯管制成，大直径选用流线形的弯头。5． 要有泄漏油口，直接接回油箱。举一个例子，恒压变量泵的泄漏油口接回油箱，中间装了截至阀，使用中，截至阀的手柄位置不对，工人以为已经打开，实际上却是处于关闭状态。结果，变量泵的输出轴的油封被挤坏，漏油，泵发热。 漏油问题的解决
漏是绝对的，不漏是相对的。
1．选用优良的液压元件和连接方式，尽量集成，采用板式、叠加或插装元件，减少管接头。
2． 选用性能好的密封件，机械性能等级高的连接螺钉。3． 保证油路块、管接头、法兰等加工件制造精度，尺寸正确，粗糙度要求合理，形位公差达到要求。
4． 硬管子与接头不别劲，横平竖直，不直，要对直，中间有登台弯过渡；一根管子最少有一个弯，避免两头接头互相牵扯。5． 软管要平滑过渡，运动时不能产生多次弯折，运动到最大行程时，保证仍有一段直段；同时软管长度要合理，过长成本高。
6． 加强管路的固定，不但要有合理数量的管卡，还要考虑保证固定管卡的基础，也要有刚度，避免振动引起接头松动，产生漏油。 维修问题
设计中，在满足功能的前提下，尽量简化系统，优化设计，模块化设计，减少故障点。不要多一个功能，就加一个元件；要综合考虑，简化控制系统，达到一个元件担任多种角色。同时，结构设计中，合理布置元件、管接头，便于安装、操作。对于管路讲，阀架上的A、B口接头错开布置，就便于安装维修。
价格问题
主机厂，自制液压元件价格高。不同液压件厂价格差别大，老厂生产的标准液压件，价格低；引进技术生产的液压元件，价格贵。进口液压件，价格是国产件的几倍，世界名牌厂家产品更贵。
1． 性价比是选择液压件的标准。
2． 进口件，工作可靠，能提高主机品牌，有品牌效应。3． 尽量选用标准液压件，减少自制件。
4． 要注意选用大路货，生产量大，销路多的液压件。5． 自制元件时，也要选择液压件厂生产的基本元件进行改装，成本比自己制造低，还能保证质量。
6． 要向信誉好、质量可靠、价格优惠的厂家订货。
7． 在液压元件的选取中，不单纯追求技术指标高的液压元件，要根据实际情况使用要求，性价比等做综合考虑，选取满足要求，价格合理的液压元件。四． 液压管路设计注意事项
（一）钢管
1． 根据系统技术参数（工作压力、工作流量）选定管子的材料、壁厚、通径。见机械设计手册第四卷P17-615~616页。2． 选择接头形式。见机械设计手册第四卷P17-617~618页。3． 管子走向美观、顺畅，不干涉，对于设备上的管子，尽量沿着设备布置，与设备构成一体。4． 管子要横平竖直，这是管子的基准。
5． 不允许管子与管子直接焊接，每根管子两端要有管接头，以便清理焊渣、酸洗槽酸洗，运输。
6． 两个接口之间的管子，不要设计成直的，容易漏油。7． 管子与接头要垂直，如果不直，要对直，中间有登台弯过渡。否则，容易漏油。
8． 管子转弯尽量避免急弯，小通径管子可直接弯管制成，大直径管子选用流线形的弯头。9． 管子变径处，要有过渡接头。10． 管子与接头焊接处，要开坡口。
11． 焊接要求采用氩弧焊，至少用氩弧焊打底。
（二）软管
1． 软管一般应用在设备有振动和两个接口有相对运动的场合。要求见机械设计手册第四卷P17-772~774页。2． 应尽量避免软管的扭转。3． 避免外部损伤。
4． 减少弯曲应力。在总的运动范围内不超过允许的最小半径，同时，不承受拉应力。弯曲半径9－10倍软管外径。5． 安装辅件，加以导向和保护。
（三）管夹
1． 管路要有管夹固定，间隔距离按设计手册规定。见机械设计手册第四卷P17-774页。2． 管接头附近应有管夹。
3． 管夹不宜布置在弯管半径内，应布置在弯管两端处。否则，管子没有变形空间。
4． 设计双层管路，走管沟时，使用双层管夹；如果选不到合适的双层管夹，使用单层管夹，支架不能固定在沟壁两侧，只能使用悬臂式，否则，钢管维修时，不易拆卸。或者，直接固定在沟壁。
5． 固定管夹基础一定要刚性好，否则，容易产生振动，严重时，甚至损坏管件。举一个例子，液压防爆绞车，工作压力达到31.5Mpa，由于，固定管夹的支架直接固定在地面，侧面悬空，系统震动导致接管开裂。
点击咨询 