液压系统管路设计注意事项

第一篇：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。

第二篇：液压传动课程压力机液压系统设计

液压传动

设计说明书

设计题目

压力机液压系统设计

机电工程学院

班

设

计

者

2010

年

X

月

X

日

液压传动任务书

1.液压系统用途（包括工作环境和工作条件）及主要参数：

单缸压力机液压系统，工作循环：低压下行→高压下行→保压→低压回程→上限停止。自动化程度为半自动，液压缸垂直安装。

最大压制力：20×106N；最大回程力：4×104N；低压下行速度：25mm/s；高压下行速度：1mm/s；低压回程速度：25mm/s；工作行程：300mm；液压缸机械效率0.9。

2.执行元件类型：液压缸

3.液压系统名称：压力机液压系统。

设

计

内

容

1.拟订液压系统原理图；

2.选择系统所选用的液压元件及辅件；

3.设计液压缸；

4.验算液压系统性能；

5.编写上述1、2、3和4的计算说明书。

压力机液压系统设计

压力机的功能

图1.1

液压机外形图

1－充液筒；2－上横梁；3－上液压缸；4－上滑块；5－立柱；6－下滑块；7－下液压缸；8－电气操纵箱；9－动力机构

液压机是一种利用液体静压力来加工金属、塑料、橡胶、木材、粉末等制品的机械。它常用于压制工艺和压制成形工艺，如：锻压、冲压、冷挤、校直、弯曲、翻边、薄板拉深、粉末冶金、压装等等。

液压机有多种型号规格，其压制力从几十吨到上万吨。用乳化液作介质的液压机，被称作水压机，产生的压制力很大，多用于重型机械厂和造船厂等。用石油型液压油做介质的液压机被称作油压机，产生的压制力较水压机小，在许多工业部门得到广泛应用。

液压机多为立式，其中以四柱式液压机的结构布局最为典型，应用也最广泛。图1.1所示为液压机外形图，它主要由充液筒、上横梁2、上液压缸3、上滑块4、立柱5、下滑块6、下液压缸7等零部件组成。这种液压机有4个立柱，在4个立柱之间安置上、下两个液压缸3和7。上液压缸驱动上滑块4，下液压缸驱动下滑块6。为了满足大多数压制工艺的要求，上滑块应能实现快速下行→慢速加压→保压延时→快速返回→原位停止的自动工作循环。下滑块应能实现向上顶出→停留→向下退回→原位停止的工作循环。上下滑块的运动依次进行，不能同时动作。

压力机液压系统设计要求

设计一台压制柴油机曲轴轴瓦的液压机的液压系统。

轴瓦毛坯为：长×宽×厚

=

365

mm×92

mm×7.5

mm的钢板，材料为08Al，并涂有轴承合金；压制成内径为Φ220

mm的半圆形轴瓦。

液压机压头的上下运动由主液压缸驱动，顶出液压缸用来顶出工件。其工作循环为：主缸快速空程下行®慢速下压®快速回程®静止®顶出缸顶出®顶出缸回程。

液压机的结构形式为四柱单缸液压机。

压力机液压系统工况

液压机技术参数：

（1）主液压缸

（a）负载

压制力：压制时工作负载可区分为两个阶段。第一阶段负载力缓慢地线性增加，达到最大压制力的10%左右，其上升规律也近似于线性，其行程为90

mm（压制总行程为110

mm）第二阶段负载力迅速线性增加到最大压制力18×105

N，其行程为20

mm。

回程力（压头离开工件时的力）：一般冲压液压机的压制力与回程力之比为5～10，本压力机取为5，故回程力为Fh

=

3.6×105

N。

移动件（包括活塞、活动横梁及上模）质量＝3058

kg。（在实际压力机液压系统的设计之前，应该已经完成压力机的结构设计，这里假设已经设计完成压力机的机械结构，移动件的质量已经得到。）

（b）行程及速度

快速空程下行：行程Sl

=

200

mm，速度v1＝60

mm/s；

工作下压：行程S2

=

mm，速度v2＝6

mm/s。

快速回程：行程S3

=

310

mm，速度v3＝53

mm/s。

（2）顶出液压缸

（a）负载：顶出力（顶出开始阶段）Fd＝3.6×105

N，回程力Fdh

=

2×105

N。

（b）行程及速度；行程L4

=

120

mm，顶出行程速度v4＝55

mm/s，回程速度v5＝120

mm/s。

液压缸采用V型密封圈，其机械效率ηcm＝0.91。压头起动、制动时间：0.2

s。

设计要求。本机属于中小型柱式液压机，有较广泛的通用性，除了能进行本例所述的压制工作外，还能进行冲孔、弯曲、较正、压装及冲压成型等工作。对该机有如下性能要求：

（a）为了适应批量生产的需要应具有较高的生产率，故要求本机有较高的空程和回程速度。

（b）除上液压缸外还有顶出缸。顶出缸除用以顶出工件外，还在其他工艺过程中应用。主缸和顶出缸应不能同时动作，以防出现该动作事故。

（c）为了降低液压泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。因此本机设有高位充液筒（高位油箱），在移动件快速空程下行时，主缸上部形成负压，充液筒中的油液能吸入主缸，以补充液压泵流量之不足。

（d）主缸和顶出缸的压力能够调节，压力能方便地进行测量。

（e）能进行保压压制。

（f）主缸回程时应有顶泄压措施，以消除或减小换向卸压时的液压冲击。

（g）系统上应有适当的安全保护措施。

确定压力机液压缸的主要参数

（1）初选液压缸的工作压力

（a）主缸负载分析及绘制负载图和速度图

液压机的液压缸和压头垂直放置，其重量较大，为防止因自重而下滑；系统中设有平衡回路。因此在对压头向下运动作负载分析时，压头自重所产生的向下作用力不再计入。另外，为简化问题，压头导轨上的摩擦力不计。

惯性力；快速下降时起动

Faz

=

m

=

3058×=

917

N

快速回程时起动与制动

Fas

=

m

=

3058×=

810

N

压制力：初压阶段由零上升到F1

=

1.8×106

N×0.10

=

1.8×105

N

终压阶段上升到F2

=

1.8×106

N

循环中各阶段负载见表1.1，其负载图见图1.2a。

表1.1

主缸的负载计算

工作阶段

负载力FL（N）

液压缸推力

（N）

液压缸工作压力（Pa）

（回程时）

快速下行

起动

FL

=

Fa下

=

917

1008

12533

等速

FL

=

0

0

0

压制

初压

FL

=

1.8×105

1.98×105

2.46×106

终压

FL

=

1.8×106

1.98×106

24.6×106

快速回程

起动

FL

=

F回

=

3.6×105

3.96×105

21×106

等速

FL

=

mg

=

30000

32967

1.75×106

制动

FL

=

mg-

Fa下

=

30000-810

=

29190

32077

1.7×106

注：表1.1中的液压缸工作压力的计算利用了后续液压缸的结构尺寸。

运动分析：根据给定条件，空载快速下降行程200

mm，速度60

mm/s。压制行程110

mm，在开始的90

mm内等速运动。速度为6

mm/s，最后的20

mm内速度均匀地减至零，回程以53

mm/s的速度上升。利用以上数据可绘制出速度图，见图1.2b。

a

压力机液压系统负载图

b

压力机液压缸运动速度图

图1.2

液压机主液压缸负载和速度图

（2）确定液压缸的主要结构参数

根据有关资料，液压机的压力范围为20~30

MPa，现有标准液压泵、液压阀的最高工作压力为32

MPa，如选此压力为系统工作压力，液压元件的工作性能会不够稳定，对密封装置的要求以较高，泄漏较大。参考系列中现已生产的其它规格同类液压机（如63、100、200、300吨液压机）所采用的工作压力，本机选用工作压力为25×106Pa。液压缸内径D和活塞杆直径d可根据最大总负载和选取的工作压力来确定。

（a）主缸的内径D

D

=

=

=

0.317m

=

317

mm

按标准取D

=320mm

（b）主缸无杆腔的有效工作面积A1

A1=D2

=×0.322=0.0804m2=804

cm2

（c）主缸活塞杆直径d

d

===0.287

m=287

mm

按标准值取d

=

280

mm

D-d＝320–280＝40

mm＞允许值12.5

mm

（据有关资料，（D–d）小于允许值时，液压缸会处于单向自锁状态。）

（4）主缸有杆腔的有效工作面积A2

A2

=

（D2–d2）=

×（0.322–0.282）=

0.01885

m2

=

188.5

cm2

（d）主缸的工作压力

活塞快速下行起动时

p1

=

=

=

12533

Pa

初压阶段末

p1

=

=

=

2.46×106

Pa

终压阶段末

p1

=

=

=

24.6×106

Pa

活塞回程起动时

p2

=

=

=

21×106

Pa

活塞等速运动时

p2

=

=

=

1.75×106

Pa

回程制动时

p2

=

=

=

1.7×106

Pa

（e）液压缸缸筒长度

液压缸缸筒长度由活塞最大行程、活塞长度、活塞杆导向套长度、活塞杆密封长度和特殊要求的其他长度确定。其中活塞长度

B=（0.6~1.0）D；导向套长度A=（0.6~1.5）d。为了减少加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径的20～30倍。

（3）计算液压缸的工作压力、流量和功率

（a）主缸的流量

快速下行时q1

=

A1v1

=

804×6

=

4824cm3/s

=

289.4

L/min

工作行程时q2

=

A2v2

=

804×0.6

=

482cm3/s

=

28.9

L/min

快速回程时q3

=

A3v3

=

183.5×5.3

=

999cm3/s

=

59.9

L/min

（b）主缸的功率计算

快速下行时（起动）：P1

=

p1q1

=

12533×4824×10-6

=

60.46

W

工作行程初压阶段末：P2

=

p2q2

=

2.46×106×482×10-6

=

1186

W

终压阶段：此过程中压力和流量都在变化，情况比较复杂。压力p在最后20

mm行程内由2.46

MPa增加到24.6

MPa，其变化规律为

p

=

2.46+S

=

2.46+1.11S（MPa）

式中S——行程（mm），由压头开始进入终压阶段算起。

流量q在20

mm内由482

cm3/s降到零，其变化规律为q

=

482（1－）（cm3/s）

功率为P

=

pq

=

482×（2.46+1.11S）×（1－）

求其极值，=

0得S

=

8.9（mm）此时功率P最大

Pmax

=

482×（2.46+1.11×8.9）×（1－）=

3300.8

W

=

3.3

kW

快速回程时；等速阶段P

=

pq

=

1.75×106×999×10-6

=

1.748

kW

起动阶段：此过程中压力和流量都在变化，情况也比较复杂。设启动时间0.2秒内作等加速运动，起动阶段活塞行程为

S

=

0.5vt

=

0.5×5.3×0.2

=

5.3mm

在这段行程中压力和流量均是线性变化，压力p由21

MPa降为1.75

MPa。其变化规律为

p

=

21–S

=

21–3.6S（MPa）

式中

S——行程（mm），由压头开始回程时算起。流量q由零增为999

cm3/s，其变化规律为

q

=

S

=

188S（cm3/s）

功率为P

=

pq

=

188S（21–3.6S）

求其极值，=

0得S

=

2.9（mm），此时功率P最大

Pmax

=

188×2.9×（21–3.6×2.9）

=

5755

W

=

5.76

kW

由以上数据可画出主液压缸的工况图（压力循环图、流量循环图和功率循环图）见图1.3。

（c）顶出缸的内径Dd

Dd

=

=

=

1419

m

=

142

mm

按标准取Dd

=

150

mm

a

压力循环图

b

流量循环图

c

功率循环图

图1.3

主液压缸工况图

（d）顶出缸无杆腔的有效工作面积A1d

A1d

=

Dd

=

×0.152

=

0.0177m2

=

177

cm2

（e）顶出缸活塞杆直径dd

dd

=

=

=

0.1063

m

=

mm

按标准取dd

=

mm

（f）顶出缸有杆腔的有效工作面积A2d

A2

d

=

（D

d

2–d

d

2）=

×（0.152–0.112）

=

0.00817m2

=

81.7cm2

（g）顶出缸的流量

顶出行程q4

=

A1

dv4

=

177×5.5

=

973.5

cm3/s

=

58.4

L/min

回程q5

=

A2

dv5

=

81.7×12

=

980

cm3/s

=

58.8

L/min

顶出缸在顶出行程中的负载是变动的，顶出开始压头离工件较大（负载为Fd），以后很快减小，而顶出行程中的速度也是变化的，顶出开始时速度由零逐渐增加到v4；由于这些原因，功率计算就较复杂，另外因顶出缸消耗功率在液压机液压系统中占的比例不大，所以此处不作计算。

拟订压力机液压系统原理图

（1）确定液压系统方案

液压机液压系统的特点是在行程中压力变化很大，所以在行程中不同阶段保证达到规定的压力是系统设计中首先要考虑的。

确定液压机的液压系统方案时要重点考虑下列问题：

（a）快速行程方式

液压机液压缸的尺寸较大，在快速下行时速度也较大，从工况图看出，此时需要的流量较大（289.4

L/min），这样大流量的油液如果由液压泵供给；则泵的容量会很大。液压机常采用的快速行程方式可以有许多种，本机采用自重快速下行方式。因为压机的运动部件的运动方向在快速行程中是垂直向下，可以利用运动部件的重量快速下行；在压力机的最上部设计一个充液筒（高位油箱），当运动部件快速下行时高压泵的流量来不及补充液压缸容积的增加，这时会形成负压，上腔不足之油，可通过充液阀、充液筒吸取。高压泵的流量供慢速压制和回程之用。此方法的优点为不需要辅助泵和能源，结构简单；其缺点为下行速度不易控制，吸油不充分将使升压速度缓慢，改进的方法是使充液阀通油断面尽量加大，另外可在下腔排油路上串联单向节流阀，利用节流造成背压，以限制自重下行速度，提高升压速度。由于本例的液压机属于小型压机，下行速度的控制问题不如大型压机突出，所以本例采用的回路见图1.4。

图1.4

液压系统回路图

在主缸实现自重快速行程时，换向阀4切换到右边位置工作（下行位置），同时电磁换向阀5断电，控制油路K使液控单向阀3打开，液压缸下腔通过阀3快速排油，上腔从充液筒及液压泵得到油液，实行滑块快速空程下行。

（b）减速方式

液压机的运动部件在下行行程中快接近制件时，应该由快速变换为较慢的压制速度。减速方式主要有压力顺序控制和行程控制两种方式；压力顺序控制是利用运动部件接触制件后负荷增加使系统压力升高到一定值时自动变换速度；某些工艺过程要求在运动部件接触制件前就必须减速，本例压制轴瓦工艺就有这个要求，这时适合选用行程减速方式。本系统拟选用机动控制的伺服变量轴向柱塞泵（CCY型）作动力源，液压泵的输出流量可由行程挡块来控制，在快速下行时，液压泵以全流量供油，当转换成工作行程（压制）时，行程挡块使液压泵的流量减小，在最后20

mm内挡块使液压泵流量减到零；当液压缸工作行程结束反向时，行程挡块又使液压泵的流里恢复到全流量。与液压泵的流量相配合（协调），在液压系统中，当转换为工作行程时，电气挡块碰到行程并关，发信号使电磁换向阀5的电磁铁3YA得电，控制油路K不能通至液控单向阀8，阀8关闭，此时单向顺序阀2不允许滑块等以自重下行。只能靠泵向液压缸上腔供油强制下行，速度因而减慢（见图1.4）。

（c）压制速度的调整

制件的压制工艺一般要提出一定压制速度的要求，解决这一问题的方很多，例如可以用压力补偿变量泵来实现按一定规律变化的压制速度的要求。本例中采用机动伺服变量泵，故仍利用行程挡块（块挡的形状）来使液压泵按一定规模变化以达到规定的压制速度。

（d）压制压力及保压

在压制行程中不同阶段的系统压力决定于负载，为了保证安全，应该限制液压系统的最高压力，本系统拟在变量泵的压油口与主油路间并联一只溢流阀作安全阀用。

有时压制工艺要求液压缸在压制行程结束后保压一定时间，保压方法有停液压泵保压与开液压泵保压两种，本系统根据压机的具体情况拟采用开液压泵保压；此法的能量消耗较前一种大。但系统较为简单。

（e）泄压换向方法

液压机在压制行程完毕或进入保压状态后，主液压缸上腔压力很高，此时由于主机弹性变形和油液受到压缩，储存了相当大的能量。工作行程结束后反向行程开始之前液压缸上腔如何泄压（控制泄压速度）是必须考虑的问题，实践已证明，若泄压过快，将引起剧烈的冲击、振动和惊人的声音，甚至会因液压冲击而使元件损坏。此问题在大型液压机中愈加重要。

各种泄压方法的原理是在活塞回程之前，当液压缸下腔油压尚未升高时，先使上腔的高压油接通油箱，以一定速度使上腔高压逐步降低。本例采用带阻尼状的电液动换向阀，该阀中位机能是H型，控制换向速度，延长换向时间，就可以使上腔高压降低到一定值后才将下腔接通压力油（见图1.5）。此法最为简单，适合于小型压机。

（f）主缸与顶出缸的互锁控制回路

为保障顶出缸的安全，在主缸动作时，必须保证顶出缸的活塞下行到最下位置。本例采用两个换向阀适当串联的方法来实现两缸的互锁控制（见图1.5）。从图1.5中可见，只有在阀6处于右位工作时，即顶出缸活塞是下行状态时压力油才会通入换向阀4，主缸才能动作。当阀6处于左位工作，顶出缸为上行状态时，只有压力很低的回油通至阀4，主缸才不能动作。

液压系统电磁铁动作见表1.2，液压元件规格明细表见表1.3。

1.2

电磁铁动作循环表

元件

动作

1YA

2YA

3YA

4YA

5YA

主缸快速下行

–

+

+

–

+

主缸慢速下压

–

+

–

–

–

+

主缸泄压

–

+

–

–

主缸回程

–

+

–

+

–

顶出缸顶出

+

–

–

+

–

顶出缸回程

–

+

–

+

–

原位卸荷

–

–

–

–

–

表1.3

液压元件明细表

序

号

名

称

型

号

液控单向阀

SV30P-30B

单向顺序阀（平衡阀）

DZ10DP1-40BY

液控单向阀

SV20P-30B

电液换向阀

WEH25H20B106AET

电磁换向阀

3WE4A10B

电液换向阀

WEH25G20B106AET

顺序阀

DZ10DP140B210M

溢流阀（安全阀）

DBDH20P10B

轴向柱塞泵

63CCY14-1B

主液压缸

自行设计

顶出液压缸

自行设计

压力表

Y-100

压力表开关

KF-L8/20E

（2）拟定液压系统原理图

在以上分析的基础上，拟定的液压系统原理图如图1.5所示。

图1.5

液压机液压系统原理图

系统的工作过程如下：

液压泵起动后，电液换向阀4及6处于中位，液压泵输出油液经背压阀7再经阀6的中位低压卸荷，此时主缸处于最上端位置而顶出缸在最下端位置，电磁铁2YA得电，换向阀6在右位工作，此时5YA得电，换向阀4也在右位工作，液压泵输出的压力油进入主缸上腔，此时3YA也得电，控制油路经阀5通至液控单向阀3，使阀3打开，主缸下腔的油能经阀3很快排入油箱，主缸在自重作用下实现快速空程下行，由于活塞快速下行时液压泵进入主缸上腔的流量不足，上腔形成负压，充液筒中的油液经充液阀（液控单向阀）1吸入主缸。

当电气挡块碰到行程开关时3YA失电，控制油路断开，阀3关闭，此时单向顺序阀（平衡阀）2使主缸下腔形成背压，与移动件的自重相平衡。自重快速下行结束。与此同时用行程挡块使液压泵的流量减小，主缸进入慢速下压行程，在此行程中可以用行程挡块控制液压泵的流量适应压制速度的要求。由压力表刻度指示达到压制行程的终点。

行程过程结束后，可由手动按钮控制使5YA失电，4YA得电，换向阀4换向，由于阀2带阻尼器，换向时间可以控制，而阀4的中位机能是H型，阀处于中位时使主缸上腔的高压油泄压，然后阀4再换为左位，此时压力油经阀2的单向阀进入主缸下腔，由于下腔进油路中的油液具有一定压力；故控制油路可以使阀1打开，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分经阀4排回油箱，此时主缸实现快速回程。充液筒油液充满后，溢出的油液可经油管引至油箱。

回程结束后，阀4换至中位，主缸静止不动。

1YA得电，2YA失电，阀6换至左位，压力油进入顶出缸下腔，顶出缸顶出制件，然后1YA失电，2YA得电，阀6换至右位，顶出缸回程；回程结束后，2

YA失电，阀6换至中位，工作循环完成，系统回到原始状态。

选择液压元件

（1）液压系统计算与选择液压元件

（a）选择液压泵和确定电动机功率

①

液压泵的最高工作压力就是液压缸慢速下压行程终了时的最大工作压力

pp

=

=

=

24.6

MPa

因为行程终了时流量q＝0，管路和阀均不产生压力损失；而此时液压缸排油腔的背压已与运动部件的自重相平衡，所以背压的影响也可不计。

②

液压泵的最大流量

qp≥K（∑q）max

泄漏系数K

=

1.1~1.3，此处取K

=

1.1。由工况图（图1.3）知快速下降行程中q为最大（q

=

289.41

L/min），但此时已采用充液筒充液方法来补充流量，所以不按此数值计算，而按回程时的流量计算。

qmax

=

q3

=

59.9

L/min

qp

=

1.1q3

=

1.1×59.9

=

65.9

L/min

③

根据已算出的qP和pP，选轴向杜塞泵型号规格为63CCY14-1B，其额定压力为32

MPa，满足25~60％压力储备的要求。排量为63m

L/r，电动机同步转速为1500

r/min，故额定流量为：q

=

qn

=

=

94.5

L/min，额定流量比计算出的qP大，能满足流量要求，此泵的容积效率ηv

=

0.92。

④

电动机功率

驱动泵的电动机的功率可以由工作循环中的最大功率来确定；由工况分析知，最大功率为5.76

kW，取泵的总效率为η泵

=

0.85。

则P

=

=

=

6.78

kW

选用功率为7.5

kW，额定转速为1440

r/min的电动机。电动机型号为：Y132m-4（Y系列三相异步电动机）。

（2）选择液压控制阀

阀2、4、6、7通过的最大流量均等于qP，而阀1的允许通过流量为q。q

=

q1–qP＝289.4–65.9＝223.5

L/min，阀3的允许通过流量为

q

=

q1

=

289.4

=

67.9

L/min

阀8是安全阀，其通过流量也等于qP。

以上各阀的工作压力均取p＝32

MPa。

本系统所选用的液压元件见表1.4。

表1.4

液压机液压元件型号规格明细表

序号

元件名称

型

号

规

格

液控单向阀

SV30P-30B

华德：31.5MPa，30通径，流量400L/min

单向顺序阀

（平衡阀）

DZ10DP1-40BY

华德：10通径，流量80L/min，控制压力（25~210）×105Pa

液控单向阀

SV20P-30B

华德：31.5MPa，20通径，流量400L/min

电液换向阀

WEH25H20B106AET

华德：28MPa，25通径，流量1100L/min

电磁换向阀

3WE4A10B

华德：21MPa，4通径，流量25L/min

电液换向阀

WEH25G20B106AET

华德：28MPa，25通径，流量1100L/min

顺序阀

DZ10DP140B210M

华德：10通径，流量80L/min，控制压力（25~210）×105Pa

溢流阀

（安全阀）

DBDH20P10B

华德：20通径，流量250L/min，调压范围（2.5~40）MPa

轴向柱塞泵

63CCY14-1B

32MPa，排量63mL/r，1500r/min

主液压缸

自行设计

顶出液压缸

自行设计

压力表

Y-100

（0~400）×105Pa

压力表开关

KF-L8/20E

（3）选择辅助元件

（a）确定油箱容量

由资料，中高压系统（p>6.3

MPa）油箱容量

V

=

（6~12）qP。

本例取V

=

8×qP

=

8×94.5

=

756

L（qP用液压泵的额定流量）.取油箱容量为800

L。

充油筒容量V1

=

（2–3）Vg

=

3×25

=

75（L）

式中

Vg——主液压缸的最大工作容积。

在本例中，Vg

=

A1Smax

=

804×31

=

24924cm3

≈

25（L）

（b）油管的计算和选择

如参考元件接口尺寸，可选油管内径d

=

20mm。

计算法确定：液压泵至液压缸上腔和下腔的油管

d

=

取v

=

4m/s，q

=

65.9

L/min

d

=

=

1.87

cm，选d

=

mm.与参考元件接口尺寸所选的规格相同。

充液筒至液压缸的油管应稍加大，可参考阀1的接口尺寸确定

选d

=

mm的油管，油管壁厚：δ≥。

选用钢管：[σ]

=

≈

83.25MPa，取n

=

4，σb

=

333MPa（10＃钢）。

σ

=

=

=

3.84

mm，取σ

=

mm

（4）选择液压油

本系统是高压系统，油液的泄漏是主要矛盾。为了减少泄漏应选择粘度较大的油，本系统选用68号抗磨液压油。

液压系统性能的验算

（1）油路压力的计算

本系统是容积调速，系统在各运动阶段的压力由负载决定。本系统在开始设计时已经说明，运动部件在导轨上的摩擦和自重的影响均忽略不计（对实际计算产生的影响很小），因此要考虑的仅仅是阀和管路的压力损失，而本系统对压力的要求主要是工作行程终了时能达到的最大压力值，由于此时速度已接近于零，阀门和管路的损失也接近于零，所以本例不详细计算压力损失值。

（2）确定安全阀、平衡阀和顺序阀的调整压力

安全阀调整压力ps

=

1.1p泵

=

1.1×25×106

=

27.5

MPa

平衡阀调整压力pX

=

=

=

1.59

MPa

顺序阀7的调整压力：该阀的作用是使液压泵在卸荷时泵的出口油压不致降为零，出口油压应满足液控单向阀和电液换向阀所需控制油压的要求。由资料查的SV10型液控单向阀的控制压力≥5×105

Pa，另外WEH10型电液换向阀所需的控制油压不得低于10×105

Pa，故取顺序阀的调整压力为（10~12）×105

Pa。

（3）验算电机功率

由工况图知主缸在快速起动阶段中S

=

2.9

mm处功率为最大，Pmax

=

5.76

kW

在Pmax时液压泵的流量较小，管路和阀的损失不大。在选择电机时也已考虑功率留有一定量的储备，所以电机功率不必再进行验算，此处对液压泵卸荷状态下的功率再作一下计算，此时卸荷压力p卸等于阀7的调整压力

p卸＝18×105

Pa

q泵取泵的额定流量qP

=

94.5

L/min。

p卸

=

p卸qP

=

（18×105×94.5）/60×10-3

=

2835W

=

2.835

kW

将液压机在工作循环中的功率进行比较后得知主缸快速回程起动阶段的功率为最大，所以用这个功率来计算电机功率是合理的。

（4）绘制正式液压系统图

通过上述验算表明；所拟定的液压系统原理图是可行的，可以以此原理图为基础经修改完善后，绘制出正式的液压系统原理图。绘制时注意下列几点：

（l）液压元件职能符号按国家标准（GB/T786.1-93）；

（2）各元件按常态位置绘制；

（3）执行元件附近画出工作循环图；

（4）绘出测压点的位置并绘出压力表开关；

（6）绘出行程开关的位置；

（6）绘出电磁铁动作循环表；

（7）绘出按工程实际使用的标题栏，填清各元件的名称、图号、规格及必要的调整值等。

液压控制装置集成设计

对于机床等固定式的液压设备，常将液压系统的动力源、阀类元件（包括某些辅助元件）集中安装在主机外的液压站上。这样能使安装与维修方便，并消除了动力源振动与油温变化对主机工作精度的影响。而阀类元件在液压站上的配置也有多种形式可供选择。配置形式不同，液压系统元件的连接安装结构和压力损失也有所不同。阀类元件的配置形式目前广泛采用集成化配置，具体形式有油路板式、叠加阀式、集成块式、插入式和复合式集成。根据所设计的系统，选择合适的集成方式。

本系统采用块式集成方式，它是将液压阀安装在六面体集成块上，集成块一方面起安装地板的作用，另一方面起内部油路通道作用，故集成块又称为油路块或通道块。

当液压控制装置决定采用块式集成时，首先要对已经设计好的液压系统原理图进行分解，并绘制集成块单元回路图。集成块单元回路图实质上是液压系统原理图的一个等效转换，它是设计块式集成液压控制装置的基础，也是设计集成块的依据。具体设计要点可参考张利平编写的《液压站》。如下图1.5所示为本液压机系统的集成块单元回路图。

单元回路确定之后，可进行集成块设计。由于集成块的孔系结构复杂，因此设计者经验的多寡对于设计质量的优劣乃至成败有很大影响。对于初次涉足集成块的设计者而言，建议研究和参考现有通用集成块系列的结构和特点，还可借助于solidworks等软件进行三维设计，以便加快设计进程，减少设计失误，提高设计工作质量和效率。

图1.6

集成块单元回路图

液压缸的校核

（1）

缸筒壁厚δ的验算

中、高压缸一般用无缝钢管做缸筒，大多属薄壁筒，即时，按材料力学薄壁圆筒公式验算壁厚，即

(mm)

当液压缸采用铸造缸筒时，壁厚由铸造工艺确定，这时应按壁厚圆筒公式验算壁厚。

当时，可用下式

(mm)

当时，可用下式

(mm)

式中——缸筒内的最高工作压力

(MPa)；

——缸筒内径

(mm)；

——缸筒材料的许用应力

(MPa)。

对于本系统的液压缸，拟采用45钢薄壁圆筒，用时的验算公式，其中

MPa，mm，MPa，则

mm，圆整取

mm即可满足要求。

（2）

液压缸活塞杆稳定性验算

只有当液压缸活塞杆的计算长度时，才进行其纵向稳定性的验算。验算可按材料力学有关公式进行。

对于本系统，由于其有效行程较短，且活塞杆直径较大，满足，所以无需进行压杆稳定验算。

（3）

缸体组件强度校核

缸体组件有多种连接方式，对于可拆卸组件，常见的连接方式有缸盖螺钉式、缸盖螺栓式、缸盖卡环式和缸盖螺纹式。若组件连接用到了螺钉或螺栓，则需要对其强度进行校核，校核公式可参考《机械设计》教材。另外，对于液压缸前后端盖的厚度也要进行强度校核。

安徽建筑工业学院

第三篇：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。

第四篇：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

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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

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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

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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

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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

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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

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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

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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

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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。

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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

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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

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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。

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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。

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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

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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

第五篇：液压系统清洁度知识

液压系统清洁度知识

1、液压系统污染物的产生

1.1、液压系统污染物的产生方式

l

悬浮颗粒

l

游离空气

l

游离水及融解水

l

氧及其他卤化物

1.2、污染物的来源

l

系统固有的污染物，来自于：油缸、管子、阀、泵、油箱及其他附件

l

系统产生的污染物：系统装配过程、系统运行过程、系统故障、流体变质

l

外界侵入系统的污染物：油箱通气孔、油缸轴封、泵的轴封

l

维修中造成的污染物：系统拆装、油料补充

1.3、液压系统污染物的产生机理

磨蚀磨损之一

机件磨损过程中与动力间隙相仿或略大的颗粒是最危险的，他们切削表面材料使间隙尺寸发生变化，并产生更多的颗粒。

系统介质流动时，尤其是在高速流动条件下，颗粒高速冲击零部件边缘和表面，因动量效应造成表面材料剥落，使零部件的形状及零件间隙发生变化，同时产生更多颗粒。

磨蚀磨损会导致：尺寸改变、效率降低、泄漏、产生新颗粒＝磨损加剧。

磨蚀磨损之二

粘着磨损

大负荷、低速运转或油液粘液度低会减小油膜厚度，从而发生金属间的直接接触，某些突起表面会粘接在一起，当相邻面移动时这些粘接点会被剪切而产生金属颗粒。

疲劳损坏

在反复的应力作用下，表面产生微裂纹，并随时间推移而扩散，最后产生颗粒脱落，表面粗糙化，且产生更多的颗粒。

2、液压系统污染度控制技术

2.1、污染物对液压系统的影响

类别

产生的影响

2.1.1、硬质颗粒的影响

1）较大颗粒因严重压痕、划伤、堵塞引起突发性失效

2）较小的颗粒因磨损引起性能下降

3）较小的颗粒可引起阀类卡死

2.1.2、软质颗粒的影响

1）包在热交换机表面，引起高温

2）在动态间隙中堵塞和沉积引起静摩擦，增加作动力或卡死

2.1.3、纤维的影响

1）粘附于滤网或孔口，造成堵塞

2.1.4、水的影响

1）造成腐蚀，降低表面性能，并使锈蚀颗粒进入系统

2）在饲服元件中造成泄漏，改变性能

3）与氧化物合成酸性生成物，改变流体性质

4）降低润滑性

2.1.5、氯的影响

1）腐蚀，使元件表面性能下降

2）冲蚀，在化学与电的流线作用下，对孔口产生与颗粒冲刷效果一样的冲蚀，使之性能下降

2.1.6、空气的影响

1）气蚀

2）操作迟钝和不稳定

3）增加功率消耗

4）增加酸值与氧化

5）降低系统刚度

6）增加噪音

2.2污染物对元器件的影响

2.2.1、对油泵的影响

油泵是对污染物最敏感的元器件之一，与间隙尺寸向当的颗粒会加剧泵的磨损，导致泄漏增大，温度升高、效率降低。

2.2.2、对液压阀的影响

液压阀对颗粒十分敏感，极易造成磨损和粘着，使阀门反应动作慢、不稳定或卡死。

阀门轴停滞——移动试验

对方向控制阀所作的上述试验标明，阀门的操纵力和停滞时间会因颗粒而成倍的增加，尤其是对与间隙尺寸（8µm）相当的颗粒更为敏感。

2.2.3、对油缸的影响

活塞杆与油封是外界污物进入系统的主要渠道，有试验标明，每扫过一平厘米活塞杆面积，将有一个大于10微米的颗粒进入油缸，颗粒的磨损将造成漏油、失速等故障。

2.3、液压系统污染控制措施

造成液压系统污染的原因是多方面的，但归结起来大体可分为两个方面，即外部侵入及内部污染，具体控制措施如下：

性

质

污染源

控制措施

外部侵入

安装、更换元件

对元件要求清洁度，在安装或更换液压元件的时候一定要注意元件本身的清洁度要求，对不符合要求的一定要经过必要的清洗处理才能进行安装，确保零件清洁度符合要求。

补新油

在加注各种液压油的时候一定要注意油液的清洁度要求，保证油液没有发生变质和污染（油液污染可能造成的液压系统故障有：泵——动力损失，抽空；阀——粘着，内漏，磨损失效；缸——效率损失，油封损坏，泄漏；管线——生锈，泄漏，磨损，震动；流体——高温，粘度、酸度变化，增加更换次数，损失成本），油液加注过程一定要经过过滤。

通气孔

加装空气呼吸过滤器，保证吸入的空气中的杂质被有效滤除。

环境

加强管理，注意周围工作环境的维护，为各个过程提供良好的环境保障，这需要我们所有人的共同维护。

内部污染

组装时带有

组装前有清洁度要求，组装后清洗到一定的标准

管道滞留

避免易滞留颗粒的设计

工作状态

选择正确的动力间隙

间隙

设计负荷恰当

元件磨损

对已磨损件及时更换，防止连锁磨损

液压系统清洁度是一种概念，它贯穿了整个零部件的设计、生产、运输、装配以及整机的转运等各个环节，是一个需要全员参与、共同控制的过程。在工程机械产品竞争日益激烈的今天，各厂家竞争的最终手段无疑就是提高产品的质量，而液压系统污染问题是造成液压系统故障的最主要因素，约占其总数的70%～80%，如果能使我们的液压清洁度有一个较大的提高，那将无疑会极大的提高我们产品的工作稳定性，从而提高市场竞争力。作为福田重工的一员，让我们从现在坐起，从自己坐起，提高清洁度意识，加强作业水平，用自己的双手来打造未来中国乃至世界最具竞争、最具优势的品牌。

仅供参考