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主动式波浪补偿驱动和执行系统设计关键技术研究
国防科学技术大学 硕士学位论文 主动式波浪补偿驱动和执行系统设计关键技术研究 姓名：胡永攀 申请学位级别：硕士 专业：机械工程 指导教师：陈循
国防科学技术大学研究生院硕士学位论文摘要主动式波浪补偿系统具有精度高、自主性强等优点，是海上补给的重要装备， 一般由传感器检测、ＤＳＰ控制、液压驱动和机械执行四个系统组成，其中液压驱 动和机械执行系统是影响波浪补偿系统动态特性的主要因素。因此，开展液压驱 动和机械执行系统设计关键技术的研究对于提升主动式波浪补偿系统的整体性能 具有重要意义。在负载较大的情况下，液压系统一般表现出谐振频率低、时滞较大等特点， 对波浪补偿系统的动态特性产生不利影响。为此，本文通过理论分析法建立了主动式波浪补偿系统的数学模型，提出了四种优化方法并仿真验证，同时还设计了 耦合式行星轮绞车。本文主要内容包括： ｌ、通过各个自由度运动的耦合方程及其简化方程分析了舰船在海浪中的运动；分析了舰船各自由度运动对海上补给的影响，重点对舰船升沉和横倾运动的补偿原理进行理论分析。 ２、为了优化主动式波浪补偿系统动态特性，以液压系统三个基本方程为基础建立了液压驱动系统的数学模型，提出了四种优化策略：选用阀控型以减小响应 时滞、合理安排反馈元件位置以减小钢丝绳对控制的影响、通过复合控制进行负载补偿以及通过ＰＤ控制改善动态性能，并进行了仿真验证，最终完成了液压驱动 系统详细设计。 ３、分析了行星轮绞车的装配必须满足的四个条件，实现各齿轮齿数的分配； 详细设计了行星轮绞车各个部件的结构，并对关键部件进行了强度校核。 ４、根据理论分析结果，研制了主动式波浪补偿系统缩比样机；同时研制了基 于“正弦和凸轮＂机构的简易海浪模拟平台，为系统实验提供模拟环境。最终，利用缩比样机完成了实验和数据采集。分析结果表明，补偿的精度、响应时间、抗干扰性等性能指标基本满足要求，验证了本文所研究的液压驱动和 机械执行结构优化设计方法是有效的。主题词：主动式波浪补偿液压伺服控制行星轮绞车海浪模拟平台第ｉ页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文ＡＢＳＴＲＡＣＴＡｃｔｉｖｅ ｈｅａｖｅ ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎ ｓｕｐｐｌｙ ｄｕｅ ｔｏ ｉｔｓ ａｄｖａｎｔａｇｅｓ ｏｆｓｅｎｓｏｒｓｙｓｔｅｍ（ＡＨＣＳ）ｉｓ ａｌｌ ｉｍｐｏｒｔａｎｔ ｅｑｕｉｐｍｅｎｔ ｈｉｇｈ ｐｒｅｃｉｓｉｏｎ ａｎｄ ｉｎｄｅｐｅｎｄｅｎｃｅ．Ｉｔ ａｌｗａｙｓｆｏｒ ｍａｒｉｎｅ ｃｏｎｓｉｓｔｓ ｏｆｄｅｔｅｃｔｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍ．ＤＳＰ ｃｏｎｔｒｏｌ ｓｙｓｔｅｍ，ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｄｒｉｖｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ ａｎｄ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌａｒｅｅｘｅｃｕｔｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ．Ａｎｄ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｄｒｉｖｉｎｇ ａｎｄ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｅｘｅｃｕｔｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍｓｔｗｏ ｋｅｙｆａｃｔｏｒｓ ａｆｆｅｃｔｉｎｇ ｄｙｎａｍｉｃ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｔｈｅ ｓｙｓｔｅｍ．Ｓｏ ｉｔ ｉｓ ｖｅｒｙ ｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔ ｔｏ ｓｔｕｄｙｏｎｈｏｗ ｔｏ ｄｅｓｉｇｎ ｔｈｅｍ ｏｐｔｉｍａｌｌｙ ｆｏｒ ｉｍｐｒｏｖｉｎｇ ｔｈｅ ｗｈｏｌｅ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ． Ａ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｙｓｔｅｍ ａｌｗａｙｓ ｈａｓ ｔｈｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｌＯＷ ｒｅｓｏｎａｎｔ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙａｎｄｌａｒｇｅ ｔｉｍｅ ｄｅｌａｙ ｕｎｄｅｒ ｇｒｅａｔ ｌｏａｄｓ，ＳＯ ｉｔ ｗｉｌｌ ｈａｓ ｇｒｅａｔ ｉｍｐａｃｔ ｏｆ ＡＨＣＳ．Ｔｈｅｒｅｆｏｒｅ．ｉｎ ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒａｏｎ ａｄｙｎａｍｉｃｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｄｒｉｖｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃ ａｎａｌｙｓｉｓ．Ｔｈｅｎ ｆｏｕｒ ｏｐｔｉｍａｌ ｍｅｔｈｏｄｓ ｗｅｒｅ ｂｒｏｕｇｈｔ ｆｏｒｗａｒｄ ａｎｄ ｔｅｓｔｉｆｉｅｄ．Ａｌｓｏ ａ ｃｏｍｐａｃｔ．ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｐｌａｎｅｔ ｇｅａｒ ｗｉｎｃｈ ｗａｓ ｄｅｓｉｇｎｅｄ ｆｏｒ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌｍａｔｈｅｍａｔｉｃ ｍｏｄｅｌ ｏｆＷａｓ ｂｕｉｌｔ ｂａｓｅｄｏｎｅｘｅｃｕｔｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ．Ｍａｉｎ ｃｏｎｔｅｎｔｓ ｏｆ ｔｈｉｓ Ｐａｐｅｒ ｉｎｃｌｕｄｅ： １．Ｕｓｅ ｔｈｅ ｃｏｕｐｌｉｎｇ ｅｑｕａｔｉｏｎ ｏｆ ｅａｃｈ ｄｅｇｒｅｅ ｏｆ ｆｒｅｅｄｏｍ ａｎｄ ｔｈｅｉｒ ｓｉｍｐｌｉｆｉｅｄ ｔｙｐｅ ｔｏａｎａｌｙｚｅｔｈｅ ｍｏｔｉｏｎｏｆ ｓｈｉｐｉｎｗａｖｅ．Ｔｈｅｉｎｆｌｕｅｎｃｅｓｏｆ ｅａｃｈ ｍｏｔｉｏｎｔｏ０ｆ！Ｆｓｅａｒｅｐｌｅｎｉｓｈｍｅｎｔ ａｒｅ ａｎａｌｙｚｅｄ ａｎｄ ｔｈｅ ｍｏｓｔ ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎ ｔｈｅｏｒｙ．ｉｍｐｏｒｔａｎｔｉＳ ｔｈｅ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｈｅａｖｅａｎｄｐｉｔｃｈ２．Ｉｎ ｏｒｄｅｒ ｔｏ ｏｐｔｉｍｉｚｅ ｔｈｅ ｄｙｎａｍｉｃ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ．ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒ ｂｕｉｌｄ ｔｈｅ ｍａｔｈｅｍａｔｉｃｍｏｄｅｌ ｂａｓｅｄｏｎｔｈｅ ｔｈｒｅｅ ｂａｓｉｃ ｅｑｕａｔｉｏｎｓ ａｎｄ ｂｒｉｎｇｆｏｒｗａｒｄｆｏｕｒｏｐｔｉｍｉｚｅｓｔｒａｔｅｇｙ．Ｔｈｅｙ ａｒｅ：ｍｉｎｉｓｈｉｎｇ ｒｅｓｐｏｎｓｅ ｄｅｌａｙ ｂｙ ｕｓｉｎｇ ｖａｌｖｅ―ｃｏｎｔｒｏｌ ｔｙｐｅ，ｒｅｄｕｃｉｎｇ ｓｔｅｅｌ ｗｉｒｅ ｒｏｐｅ’Ｓ ａｆｆｅｃｔ ｂｙ ｃｈｏｏｓｉｎｇ ｔｈｅ ｐｌａｃｅ ｏｆ ｆｅｅｄｂａｃｋ ｅｌｅｍｅｎｔｓ；ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｎｇ ｔｈｅ ｌｏａｄ ｂｙｃｏｍｐｏｕｎｄ ｃｏｎｔｒｏｌ ａｎｄ ｉｍｐｒｏｖｉｎｇｖｅｒｉｆｉｅｄ ｂｙ ３．Ｔｈｅ ｆｏｕｒ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ ａｒｅｄｙｎａｍｉｃ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｂｙ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ．Ｔｈｅ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｙｓｔｅｍ ｉｓ ｄｅｓｉｇｎｅｄ ａｔ ｌａｓｔ．ａｎａｌｙｚｅｄ ｗｈｉｃｈ ｍｕｓｔＰＤ ｃｏｎｔｒｏｌ，ｗｈｉｃｈ ａｒｅｂｅ ｃｏｎｔｅｎｔｅｄ ｉｎ ｔｈｅｐｌａｎｅｔ ｇｅａｒｏｎｗｉｎｃｈａｓｓｅｍｂｌａｇｅ ａｎｄ ｎｕｍｂｅｒｏｆ ｔｅｅｔｈ ａｒｅ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｅｄ ｔｏ ｔｈｅ ｇｅａｒｓ．Ｂａｓｅｄａｂｏｖｅｗｏｒｋ，ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒ ｄｅｓｉｇｎｓ ｔｈｅ ｃｏｍｐｏｎｅｎｔｓ．ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｏｆ ｅａｃｈｃｏｍｐｏｎｅｎｔ ａｎｄ ｃｈｅｃｋ ｔｈｅ ｉｎｔｅｎｓｉｏｎ ｏｆ ｋｅｙｔｈｅ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃ ｓｉｎｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ４．Ｔｈｅ ｓｃａｌｅｄｐｒｏｔｏｔｙｐｅ ｏｆ ＡＨＣＳ ｉｓｍａｎｕｆａｃｔｕｒｅｄ ｂａｓｅｄｏｎ ｏｎＡｔ ｔｈｅ ｓａｍｅ ｔｉｍｅ，ｔｈｅ ｓｉｍｐｌｅ ｗａｖｅ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｐｌａｔｆｏｒｍｂａｓｅｄａｎａｌｙｓｉｓ． ａｎｄ ｃａｍｉｓ ｄｅｖｅｌｏｐｅｄ ｔｏ ｏｆｆｅｒ ｔｈｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ ｅｎｖｉｒｏｎｍｅｎｔ．Ｉｎ ｓｕｍｍａｒｙ，ｔｈｅ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ ｉｓ ｄｏｎｅ ａｎｄ ｔｈｅ ｄａｔａ ａｒｅ ｃｏｌｌｅｃｔｅｄ ｕｓｉｎｇ ｔｈｅ ｓｅａｌｅｄｐｒｏｔｏｔｙｐｅ．Ｔｈｅ ｓｈｏｗｓ ｔｈａｔ ｃａｐａｂｉｌｉｔｙ ｉｎｄｉｃａｔｏｒｓ，ｓｕｃｈ ａｓ ｐｒｅｃｉｓｉｏｎ ｏｆ ｔｉｍｅ ａｎｄ ａｎｔｉ－ｊａｍｍｉｎｇ ｐｒｏｐｅｒｔｙ，ａｌｌ ｍｅｅｔ ｔｈｅ ｎｅｅｄｓ．Ｓｏ ｔｈｅ ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎ，ｒｅｓｐｏｎｓｅ ｄｅｓｉｇｎ ｍｅｔｈｏｄｓ ｉｎ ｔｈｉｓ Ｐａｐｅｒ ａｒｅ ｖｅｒｉｆｌｅｄ ｔｏ ｂｅ ｅｆｆｅｃｔｉｖｅ． ｒｅｓｕｌｔＫｅｙＷｏｒｄｓ：Ａｃｔｉｖｅｈｅａｖｅｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎｈｙｄｒａｕｌｉｃｓｅｒｖｏｃｏｎｔｒｏｌｐｌａｎｅｔ ｇｅａｒ ｗｉｎｃｈｗａｖｅ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｐｌａｔｆｏｒｍ第ｉｉ页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文表目录表３．１阀控型主动式波浪补偿系统参数表…………………………………………。１９表３．２泵控型主动式波浪补偿系统的参数选取……………………………………．１９ 表４．１行星轮绞车工作参数和结构参数………………………………………………３７ 表５．１缩比样机液压系统元件选型表………………………………………………．４３ 表５．２海浪模拟平台电机型号参数…………………………………………………．５ｌ第１Ｖ页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文图目录图１．１一种被动式波浪补偿系统………………………………………………………ｌ 图２．１舰船在海浪中的运动示意图……………。……………………………………．５ 图２．２舰船的纵倾、横倾和升沉引起碰撞示意图……………………………………５ 图２．３主动式波浪补偿系统结构示意图………………………………………………７ 图２．４升沉方向波浪补偿原理图………………………………………………………７ 图２．５行星轮系示意图…………………………………………………………………８ 图２．６舰船横倾与升沉转换示意图……………………………………………………９ 图３．１伺服电机内部电路示意图……………………………………………………．１０ 图３．２压力补偿器与伺服阀联合使用示意图………………………………………．１１ 图３．３阀控型主动式波浪补偿系统原理图…………………………………………．１２ 图３．４泵控型主动式波浪补偿系统示意图…………………………………………．１２ 图３．５变量泵结构示意图……………………………………………………………．１３ 图３．６伺服阀控液压马达示意图……………………………………………………．．１３ 图３．７伺服阀控液压缸示意图………………………………………………………．１５ 图３．８变量泵斜盘运动示意图………………………………………………………．１６ 图３．９变量泵控液压马达示意图……………………………………………………．１６ 图３．１０阀控型主动式波浪补偿系统仿真模型………………………………………１８ 图３．１１泵控型主动式波浪补偿系统的仿真模型……………………………………１９ 图３．１２阀控型和泵控型主动式波浪补偿系统仿真结果曲线………………………１９ 图３．１３阀控型和泵控型主动式波浪补偿系统仿真结果比较………………………２０ 图３．１４考虑钢丝绳弹性的系统示意图………………………………………………２１ 图３．１５传感器安装位置示意图………………………………………………………２１ 图３．１６两种传感器安装方式的系统Ｂｏｄｅ图………………………………………２２ 图３．１７有无负载的仿真结果比较……………………………………………………２２ 图３．１８复合控制的模型方框图………………………………………………………２２ 图３．１９复合控制的仿真曲线图和局部放大图………………………………………２３ 图３．２０采用ＰＤ控制的数学模型图…………………………………………………２４ 图３．２１系统阶跃响应曲线……………………………………………………………２４ 图３．２２主动式波浪补偿液压驱动系统油路图………………………………………２５ 图３．２３开环控制框图…………………………………………………………………２７ 图３．２４带电压跟随器的电位器………………………………………………………２７ 图３．２５控制系统硬件设计图…………………………………………………………２８第Ｖ页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文图４．１行星轮系安装尺寸示意图……………………………………………………．３０ 图４．２中心轮轴安装结构图…………………………………………………………．３３ 图４．３中心轮轴的三维模型…………………………………………………………．３４ 图４．４内齿圈轴的安装结构图………………………………………………………。３４ 图４．５内齿圈和轴的三维模型……．』…………………………………………………３４ 图４．６行星轮行星架的安装结构图…………………………………………………．．３５ 图４．７卷筒、挡板、行星轮、销轴的三维模型……………………………………．３５图４．８底座的三维模型…………………………………………………………………３５图４．９行星轮绞车的整体装配图……………………………………………………．３６ 图４．１ ０行星轮绞车的实物图…………………………………………………………３６ 图４．１１行星轮系各部件受力示意图…………………………………………………３６ 图５．１缩比样机液压系统原理图……………………………………………………．４１ 图５．２电手柄控制电液比例阀示意图………………………………………………．４２ 图５．３油箱的三维模型………………………………………………………………．４４ 图５．４集成块的三维模型………………………………………………………………４５图５．５使用布尔运算设计液压集成块流程图………………………………………．４５图５．６集成块内部孔道结构图………………………………………………………．４５ 图５．７液压集成块与叠加阀安装实物图……………………………………………．４６ 图５．８液压系统装配图………………………………………………………………．４６ 图５．９液压系统实物图………………………………………………………………．４６ 图５．１０并联机构………………………………………………………………………４７ 图５．１１正弦机构和凸轮机构示意图…………………………………………………４７ 图５．１２正弦机构行程原理图…………………………………………………………４８ 图５．１３凸轮轮廓设计原理图…………………………………………………………４８ 图５．１４载物台受力分析图……………………………………………………………４９ 图５．１５凸轮外形图……………………………………………………………………４９ 图５．１６海浪模拟平台三维模型………………………………………………………４９ 图５．１７凸轮力矩分析示意图…………………………………………………………５０图５．１８海浪模拟平台电机实物图……………………………………………………５ｌ图５．１ ９变幅机构………………………………………………………………………５ １ 图５．２０串联电阻的电枢回路…………………………………………………………５２图５．２１海浪模拟平台实物图…………………………………………………………５２图５．２２电机控制电路…………………………………………………………………５２ 图５．２３电气控制系统电路图…………………………………………………………５３第ＶＩ页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文图５．２４控制台实物图…………………………………………………………………５３ 图５．２５液压马达和绞车连接实物图…………………………………………………５４ 图５．２６主动式波浪补偿系统缩比样机实物图………………………………………５４ 图５．２７缩比样机控制系统硬件结构图………………………………………………５５ 图５．２８缩比样机控制系统实物图……………………………………………………５５ 图５．２９开发流程………………………………………………………………………５５ 图５．３０软件界面图……………………………………………………………………５６ 图５．３ １控制程序流程图………………………………………………………………５６ 图５．３２补给速度曲线…………………………………………………………………５７图５．３３实验结果曲线…………………………………………………………………５８第ＶＩＩ页独创性声明本人声明所呈交的学位论文是我本人在导师指导下进行的研究工作及取得 的研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含 其他人已经发表和撰写过的研究成果，也不包含为获得国防科学技术大学或其它 教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任 何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。 学位论文题目：圭边盎选遗主ｌ蠼壅边塑垫堑丕统遮让羞筵这苤砑究日期：学位论文作者签名：翅亟．签劢Ｄ｜ｃｉ年１１月７日学位论文版权使用授权书本人完全了解国防科学技术大学有关保留、使用学位论文的规定．本人授权 国防科学技术大学可以保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子 文档，允许论文被查阅和借阅；可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据 库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文． （保密学位论文在解密后适用本授权书。） 学位论文题目：圭边塞遽退主Ｉ蠼墼边塑垫堑丕统遮盐差缝撞盔盈窒学位论文作者签名： 作者指导教师签名：塑盘签日期：卅年ｉｌ月ｃ１日日期：如７年／，一，月，，日眨垒！：国防科学技术大学研究生院硕士学位论文弟一早 殖ｙ匕 第一章绪论１．１课题研究的背景和意义波浪补偿系统是伴随着海上补给日益频繁而产生的一种新型吊装作业系统， 其主要工作目的是保证补给舰在任何海况下均可以对被补给舰予以补给。在开放 的海洋环境中，由于海风、海浪、洋流的作用以及舰船自身航行运动的影响，补 给舰和被补给舰会产生相对运动，所补给的物资在补给过程中极易撞击被补给舰 甲板，已经放落到被补给舰甲板上的物资也可能因被补给舰下沉而出现再次悬空 现象，对海上补给的安全作业构成很大威胁【ｌ】。因此常规的起重机将无法在海上安全有效地完成补给任务，研制波浪补偿系统是海上补给技术研究的重要内容之一。波浪补偿是指针对因海面波浪起伏引起的补给装备的运动而进行的补偿校 正。通过波浪补偿，可以增强海上吊装补给的安全性、高效性和可靠性。波浪补 偿系统作为机电液控一体化的装备，其液压驱动系统和机械执行系统具有重要地 位。因此，开展对以上两个系统的研究，对于提高波浪补偿系统整体动态性能有 着重要意义。１．２主动式波浪补偿技术研究现状波浪补偿系统结构形式多种多样，按补偿能量的来源可分为被动式波浪补偿 系统和主动式波浪补偿系统两种基本类型【２】。 １、被动式波浪补偿系统 被动式波浪补偿系统中，起重机通过一条补偿绳索与被补给舰甲板连接。补偿绳索保持恒定张力（通常为吊重的３４倍），并且随着两舰的相对运动为波浪补偿提供能量。图１．１所示为一种常用的被动式波浪补偿系统，它由储气瓶、柱塞、 随动小车及随动吊钩组成。工作时将随动吊钩挂接到被补给舰甲板适当位置，当 两舰船做相对运动时，钢丝绳上的张力会发生变化，拖动随动小车沿导轨运动， 带动补给的重物上升或下降，达到补偿目的。图１．１一种被动式波浪补偿系统 第１页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文被动式波浪补偿系统技术简单，反应速度较快，但是结构体积非常庞大。由 于补偿绳索需要较大的恒张力，因此被补给舰挂接点需要加固，对被补给舰改装较大，所以被动式波浪补偿系统的使用受到很大的限制【３】。２、主动式波浪补偿系统主动式波浪补偿系统中，进行补偿运动的能量由卷扬机直接提供。这类系统 主要由检测系统、控制系统和执行系统等组成。工作时，控制系统根据检测系统测量到的船舶相对运动信号，产生一个与之大小相同、方向相反的主动力驱动信号，控制执行系统实现波浪补偿。随着微型计算机、传感器技术的迅速发展和控 制理论不断进步，主动式波浪补偿系统可以大大提高波浪补偿精度和系统控制性能，而且设备体积小，不需要改装被补给舰，是波浪补偿系统的重要发展方向【４Ｊ。自１９世纪末海上补给技术诞生以来，国外在波浪补偿方法方面进行了大量研究，波浪补偿技术逐渐成剃５１。早期的主动式波浪补偿控制主要是采用卡尔曼滤波的方法对舰船运动实现实时预报【６】，但由于卡尔曼滤波要求模型完全明确，模型失 配则影响预报结果，而且卡尔曼滤波的计算复杂不利于在线应用，因而卡尔曼滤 波方法在主动式波浪补偿系统中的应用受到限制。Ｄ．Ｇ．ＬａＪｎｉｏｔｉｓ等（１９９２）提出 了采用ＡＬＦ（ＡｄａｐｔｉｖｅＬａｉｎｉｏｔｉｓＦｉｌｔｅｒ）方法【７Ｊ以及神经网络估计器１８】预报船舶运动，预报结果明显优于卡尔曼滤波结果。Ｎ．Ｈｏｇａｎ提出了带前馈补偿的阻抗控制（Ｉｍｐｅｄａｎｃｅ Ｃｏｎｔｒ０１）方法［９１。Ｓｖｅｉｎ Ｉ．Ｓａｇａｔｕｎ将带前馈补偿的阻抗控制方法应用于波浪补偿研究，实现了波浪补偿的主动控制【ｌ ０１。 我国对海上补给装备的研究起始于２０世纪８０年代初期，相继成功研制了海 上航行纵向加油装置和横向油料补给装置，油水联合站，海上新型油料补给系统，船载直升机悬停加油系统，以及岸滩液货补给系统等。对于主动式波浪补偿系统，国内相关单位进行了一些研究探索，但是还没有研制出技术成熟的波浪补偿系统。 刘绍兴等人采用主动与牵引复合的波浪补偿方式【１１１，减轻了海况对海上补给的影响。嵇春艳和李华军等人，基于预测控制理论，研究了适用于海洋平台的时滞补 偿控制算法【ｌ ２１，借助于随机波浪力和卡尔曼滤波原理推导出了随机波浪力向前一 步预测公式，实现了对状态向量向前一步预测。在时滞较小的情况下补偿效果理想，但当时滞较大时补偿效果差。贺可太等针对海上弹药补给问题对波浪补偿系统进行了初步探索，分析了波浪补偿速度跟踪系统，提出了进行速度跟踪控制的 模糊ＰＩＤ算法，并且对在某型运输船的基础上改造的波浪补偿系统的控制进行了 实验和仿真【２１。陆卫杰等建立了海上补给动力学模型并进行了动力学仿真分析，获 得了不同海况下和起重机不同位置参数的运动规律，建立了以ＰＬＣ为核心，以导引带产生的扭矩来控制补给过程的控制系统，研究了系统振动问题，发明了船舶 海上补给系统中的海浪自动补偿装置，在国内首次建成了船舶并靠补给波浪补偿第２页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文系统，通过实验研究了补给装备的可靠性和实用性【１１。１．３电液伺服技术研究现状电液伺服控制技术最先产生于美国的ＭＩＴ，后因其响应快、精度高，很快在工业界得到了普及。电液伺服系统是一种以液压动力元件作为执行机构，根据负 反馈原理，使系统的输出跟踪给定信号的控制系统。它不仅能自动、准确、快速 地复现输入信号的变化规律，而且可对输入量进行变换与放大。２０世纪６０年代各种结构的电液伺服阀相继问世，特别是以摩格为代表的采用干式力矩马达和级间力反馈的电液伺服阀的出现和各类电反馈技术的应用，进一步提高了电液伺服阀 的性能，电液伺服技术已日臻成熟。电液伺服系统已逐渐成为武器、航空、航天 自动控制和民用工业设备自动控制的重要组成部分。７０年代末８０年代初逐渐完善 和普及的计算机控制技术，为电子技术和液压技术的结合奠定了基础，大大地提 高了液压伺服控制的功能与完成复杂控制的能力。当前，控制学科的发展推动了电液伺服系统智能控制的研究。模糊控制、神经网络控制等非线性控制技术也都 在电液伺服系统中取得了用武之地。尤其是在模糊控制方面，经过多年的研究与实践，逐步形成了系统化的模糊控制设计理论和方法，并在电液伺服系统中取得 成功的应用。由于电液伺服控制具有以上优点，因此它是主动式波浪补偿系统的 合适的选择。 目前电液伺服系统应用中仍存在一些问题，如非线性系统理论不完备，对诸 如控制策略设计、稳定性分析以及非线性和智能控制理论方法在实际应用中存在的局限性缺乏有针对性的研究等，这些也是当前电液伺服控制技术的主要研究方ｉ句１１３］。１．４行星齿轮传动技术研究现状基于耦合式行星齿轮传动的绞车是本文所设计的主动式波浪补偿系统的机械 执行系统的核心。行星齿轮传动最初源于联邦德国，由于具有质量小、体积小、 传动比大及效率高等优点，目前在工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机 械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、 仪器、仪表等各个方面得到广泛应用。行星轮传动不仅适用于高转速、大功率， 而且在低速大扭矩的传动装置上也获得了应用，现在已经成为世界各国机械传动 发展的重点之一。 在国外，一批高速大功率和低速重载的行星轮减速器相继研制成功。例如德 国ＤＥＭＡＧ的行星减速器，承载能力高达５４６００ＫＷ，输出轴最大扭矩约第３页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文２４００ＫＮｍ，最大传动比已达５０００。法国雪铁龙公司研制的重型减速器，高５ｍ，重量为１２５ｔ，传动比ｋ ６９，输出扭矩为３９００ＫＮｍ。国内在行星齿轮传动方面的研究已经有一定的基础，但大部分局限于中小功率范围ｎ钔。目前，对行星齿轮的研究正朝着硬齿面、高精度、高转速、大功率、大规格、大转矩等方向发展。１．５论文的主要研究内容我国目前在波浪补偿系统领域展开了一些研究，但由于研究起步晚，研究成 果并不多见。本文针对一种基于ＤＳＰ控制、液压伺服技术和耦合式行星轮绞车的新型主动式波浪补偿系统，对其液压驱动系统和机械执行系统进行了深入研究，主要完成以下研究内容：１、主动式波浪补偿系统的理论研究。首先研究了海浪中舰船运动的规律，分析了舰船各自由度的运动对补给的影响，确定主要的补偿对象；通过计算研究了升沉和横倾运动补偿的基本原理；提出了基于ＤＳＰ控制、液压伺服技术和耦合式行星轮绞车的新型主动式波浪补偿系统的设计方案。２、液压驱动系统的设计与分析。首先比较了液压控制与电机控制的特点，选择了液压控制作为本课题的控制方式；然后通过理论分析与计算建立了主动式波 浪补偿系统的数学模型，针对大负载情况下主动式波浪补偿系统动态特性的不足， 提出了四种优化策略；最后对液压系统进行了详细设计。 ３、耦合式行星轮绞车的设计。首先分析了双输入单输出的耦合式行星轮绞车 的装配条件，结合给定的传动比进行了配齿计算；对行星轮绞车各部件进行了结构设计，对齿轮和轴等关键部件进行了强度校核。４、主动式波浪补偿系统的缩比样机研制和实验研究。研制了缩比样机的液压 系统和机械系统：然后研制了简易的海浪模拟平台；最后在缩比样机上进行实验， 采集实验数据，分析补偿效果。第４页国防科学技术太学研究生院硕士学位论立第二章主动式波浪补偿系统理论研究２．１舰船在海浪中的运动舰船在海浪作用下，将产生六个自由度的运动，如图２ ｌ所示。它们分别是沿 个坐标轴的往复振荡以及绕三个坐标轴的旋转振荡：ｘ：纵摇运动（ｓｕｒｇｅ）中：纵倾运动，绕Ｘ（ｒｏｌｌ） ｏ：横倾运动，绕Ｙ（ｐｉｔｃｈ） ｖ：偏航运动，绕Ｚ（ｙａｗ）Ｙ：横摇运动（ｓｗａｙ）Ｚ：升沉运动Ｏｍｖｅ）圉２ ｌ舰船在海浪中的运动示意图以上六个自由度的运动都会对海上补给造成一定影响，但是只有横倾、纵倾 和升沉运动会引起重物与被补给舰甲板碰撞从而造成事故，如图２ ２。由于舰船宽 度较小，而且纵倾角度一般较小，对补给的影响也较小。所以波浪补偿主要针对 升沉和横倾两个自由度的运动进行。图２．２舰船的纵倾、横倾和升沉引起碰撞示意图在舰船六个自由度运动中，除了纵摇运动与其它运动联系较小，其余五个运 动中，横倾和升沉是耦合的，横摇、纵倾和偏航是耦合的，因此应将各个自由度 运动方程联立求解。通过“切片理论”可以得到五个自由度的运动方程””，共分为二组：（ｍ＋ｄ：）：＋６。＝＋ｃ。：＋ａ，ｏＯ＋ｂ＝ｏＯ＋Ｃ：ｏＯ＝ｏ ＣＯＳＷ，ｔ＋只ｓｉｎｗｅｔ （，。＋口∞）目。＋ｂ口＋ＣＯＯ口＋％：＋ｋ：＋ｃｏｚｚ＝Ｍ☆ｃｏｓｗ，ｔ＋Ｍ＆ｓｉｎｗ。ｔ…、第５页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文（ｍ＋口∥）ｙ＋６∥Ｙ’＋ｃ∥Ｙ＋ａｙｗ沙”＋６ｙ缈ｙ’－ｔ－Ｃｙ妒∥＋ａｙｅ（；ｆ９”＋６Ｊ，矿缈’＋ｃｙ妒伊＝Ｆ虻ｃｏｓｗｅｔ＋Ｆｖｓｓｉｎｗ≯，一’一’、（，露＋口竹，）ｙ”＋气审ｙ’＋ｃ盼，ｙ＋口卿矽”＋６御伊’＋ｃ卿缈＋口妙ｙ”＋６修Ｙ’＋ｃ盼Ｙ＝Ｍ忱ＣＯＳｗｅｔ＋Ｍ肺ｓｉｎｗ，ｔ （Ｌ＋口御）妒”＋６９９妒’＋ｃ御缈＋口卵ｙ”＋６拶Ｙ’＋ｃ秽ｙ＋ａｃｗｌＰ＇”＋６９∥ｙ’＋ｃ矿ｙ ｙ ＝Ｍ伊ｃｏｓｗｅｔ＋Ｍ筘ｓｉｎｗ，ｔ式中，ｍ为船体质量；Ｌ、岛、乞分别为船体质量对Ｘ、Ｙ、ｚ轴的惯性矩；吒为附连质量或附连质量惯性矩；ｂ；ｉ为运动线速度或角速度相联系的阻尼系数；Ｃ；；为复原力或复原力矩系数。这些参数值取决于船型、船体尺寸、震荡频率、船速、波长以及船与波的遭遇角等因素。因此，对于给定的船，如果能得到有关的系数， 则能从理论上计算出摇摆运动的幅值。 以上耦合方程求解过程比较复杂，为了简化计算，通过研究发现不规则的海浪可由大量均匀微小的规则波叠加而成，这是讨论不规则波和计算波浪中物体受力的基本依据。最基本的规则波浪可以用正弦波表示：（２．３）Ｚ＝Ａｓｉｎ（ｋｘ－２ｘｆｉ）式中：彳为波高的一半；ｋ为波数；ｆ为波频，．厂＝１／Ｔ；Ｔ为波浪周期。经有关部门观测，在三级海况下，补给舰与被补给舰升沉方向最大相对位移为３ｍ，舰船最大横倾角度为ｌＯ。，运动周期约为６―１０ｓ，这些参数都是设计波浪补偿系统设计的重要指标。２．２主动式波浪补偿系统方案设计本文所研究的主动式波浪补偿系统是由传感器检测、ＤＳＰ控制、液压驱动和机械执行四个系统构成［１６】，如图２．３所示。其中传感器检测系统是由倾角、加速度等传感器、旋转编码器和信号转换模块组成的，其功能为检测船舶和重物的运动，并将检测信号转换为与ＤＳＰ控制器相匹配的信号。ＤＳＰ控制系统的功能在于接收 指令（舰船运动）和反馈信号（重物运动），计算出偏差并输出控制信号。液压 驱动系统和机械执行系统将控制信号转化为重物的运动。液压驱动系统主要包括 起重和补偿两个回路，它们的液压马达连接到行星轮绞车的两个输入端，分别负责重物吊放和波浪补偿。系统的工作过程是：在没有风浪的情况下，关闭补偿回路，仅使用起重回路， 此时该系统的功能同普通的起重机相似。通过信号控制比例阀的开口大小和方向，从而控制液压马达的转速和转向。当海上风浪比较大，普通的吊装方式无法完成 时，启动补偿回路，开始进行波浪补偿。此时传感器检测系统检测到由风浪引起第６页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文的两甲板的相对速度和两液压马达的转速，将数据传递到控制器中。控制器运算 出误差，发出控制信号，控制电液伺服阀的开口大小和方向，调节重物的运动。图２．３主动式波浪补偿系统结构示意图两个液压马达分别连接行星轮绞车的太阳轮和内齿圈，他们的转动通过行星 轮合成，最终转化为行星架（绞车卷筒）的转动。传感器检测系统继续检测当前 各参数的大小，并将其传递至控制系统，进行下一周期的控制。２．３波浪补偿原理分析经过上一节分析可知，影响补给的主要因素是舰船的升沉和横倾运动。波浪 补偿的目的就在于通过控制重物的动作来补偿舰船这两个自由度的相对运动，最终使重物与被补给舰具有恒定的相对速度。其中，横倾运动可以转化为升沉方向运动来补偿，所以先分析升沉运动的补偿原理。 ２．３．１升沉运动的补偿原理 图２．４所示为主动式波浪补偿系统升沉运动补偿原理示意图。设补给舰和被补给舰升沉运动速度分别为Ｋ和ｖＢ，补给舰和被补给舰间的相对运动速度为‰。补给速度为ｖｓ，重物速度为ｖＭ，无补偿和有补偿时重物相对被补给船的速度分别为ｖＢＭ和嵋Ｍ。图２．４升沉方向波浪补偿原理图 第７页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文在没有波浪补偿时，有：ＶｂＭ＝Ｖｈ―ｖＢ＝Ｖｓ＋ｖＡ一’，ｂ＝Ｖｓ＋１，ＢＡ （２．４）在有波浪补偿时，速度补偿的目标为： ＫＭ＝ｖｓ 吒Ｍ２Ｌ厶）夕 （２．５）设补偿速度为ｖｃ，补偿后重物速度吨。则加入速度补偿后，重物速度： Ｖ厶＝Ｖｓ＋％＋％重物相对被补给舰的速度为：（２．６）嵋Ｍ＝吨－ｖ８＝ｖｓ＋ｖｃ＋ｖＡ―ｖＢ＝Ｖｓ＋ｖｃ＋ｖＢＡ 根据速度补偿目标，由式可推出补偿速度与舰船运动的关系式：Ｖｃ＝－ｖＢＡ＝一（ｖＡ―ｖＢ）（２．７）（２．８）机械执行系统的核心部件是行星轮绞车，它实际上是一个ＮＧＷ行星轮系，如图２．５所示。其中ａ为太阳轮，连接起重回路液压马达；ｂ为内齿圈，连接补偿回路液压马达；ｘ为行星架，连接绞车卷筒，是系统的输出端，直接控制重物的运动。图２．５行星轮系不恿图假设口、ｂ、ｘ的转速分别为％、％和仇，口和６的齿数分别为ｚ口和Ｚｂ，定轴 轮系部分传动比为Ｕ０，则满足如下关系式：磊：ｗｎｘ：一互：一ＵＯｎｂ一，ｌｌｚｄ（２．９）由式（２．９）可得：以２击％一去－－Ｕ％假设卷简直径为ｄ，‘以２ｒ百％一ｒｉ％ｖｒ：型刀， ２丽以ｖｃ。厶１ｕ’ （２．１０）。厶’ （２．１ １）要实现波浪补偿功能，需使重物与接收船甲板之间的相对速度与两舰船的运 动速度无关。通过调节补偿回路液压马达的转速，使：ｂｎ）２１．２（ｋ厶 １２：掣６０（１＋（ＶＡ－－ＶＢ）２――＿ｔ第８页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文那么重物与被补给舰甲板的相对速度：‰２％＋石丽 ‰２％＋石丽ｚｄ一面而ｚｄｕｏ％一％２石而ｚｄｎａ 一面而％一％２石而％物与被补给舰甲板的相对速度来计算两个液压马达的转速。 ２．３．２横倾运动的补偿原理‘ｚ１３） ％（２?１３）与两船的运动速度无关，即实现了波浪补偿。于是可以根据两船的相对速度和重舰船的横倾可能会导致甲板与重物的边缘碰撞，为了避免这种情况发生，需 要控制重物的升降来补偿横倾的运动。也就是说，舰船的横倾可以转换为垂直方 向距离的变化，转换的方法如图２．６所示。Ａ南图２．６舰船横倾与升沉转换示意图当舰船发生横倾时，假设倾斜角为口。此时，最容易与重物边缘碰撞的是甲 板上的Ａ点，而Ａ点的垂直位移可以通过倾斜角口转换出，然后再通过升沉方向 的补偿公式进行计算。转换公式为： ｈ＝（口＋ｄ）×ｔａｎｔｒ（２．１４）２．４本章小结本章的主要研究工作可以概括为以下几个方面： １、分析了舰船在海浪中的运动，得到运动各自由度的耦合方程，通过适当的简化，得到了舰船运动的简易方程和各个运动的基本参数，分析了各个运动对于海上补给的影响并找出主要影响因素作为补偿对象。 ２、分析了本论文所研究的主动式波浪补偿系统的结构组成和工作过程。 ３、分析了波浪补偿的原理，包括升沉运动的补偿和横倾运动的补偿，其中横 倾运动的补偿可以转化为升沉运动的补偿。第９页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文第三章主动式波浪补偿液压驱动系统设计与分析液压系统功能为传递动力和控制信号。液压系统按照工作特性不同可划分为 液压传动系统和液压控制系统两大类。液压传动系统一般为不带反馈的开环系统，这类系统以传递动力为主，以信息传递为辅；液压控制系统多采用伺服阀等电液 控制阀组成的带反馈的闭环系统，以传递信息为主，以传递动力为辅【１７】。主动式 波浪补偿液压系统中最重要的部分为波浪补偿回路，它采用电液伺服阀进行反馈 控制，因此属于液压控制系统。本章首先结合波浪补偿系统实际情况，分别分析电机控制和液压控制的特点； 然后使用理论分析法建立了补偿回路的数学模型，提出了四种优化策略并通过仿真验证；最后设计了液压系统油路图。３．１液压伺服控制与电气伺服控制分析目前，作为动力伺服控制方式主要有两种：电气伺服控制和液压伺服控制， 这两种控制方式各有优缺点，分别适用于不同的场合。因此，对于本文设计的波 浪补偿系统，为了得到良好的控制性能，首先需要选择一种最合适的控制方式。 主动式波浪补偿系统最重要的性能指标为控制精度和响应速度。由于波浪补 偿系统负载特别大（额定载重２．５ｔ），要想达到一定的精度和响应速度，系统必须 具备较大的刚度。下面，针对两种控制方式分别予以分析。 １、电气伺服控制电气伺服控制的核心部件为直流伺服电机，通过改变加在其两端的电压来控制电机的转速和转向。图３．１所示为直流伺服电机内部电路示意图。根据回路定律 可以得到它的电压平衡方程式：Ｖｏ＝Ｅｏ＋Ｌ见 式中：以为电动机端电压，Ｌ为电枢电流，尺。为电枢内阻，Ｅ为反电势。（３．１）Ｕ－Ｒ。图３．１伺服电机内部电路示意图对于反电势Ｅｏ，有：Ｅｏ＝ｅ①甩第１０页（３．２）国防科学技术大学研究生院硕士学位论文式中：ｅ为常数，①为每极总磁通，刀为电机转速。 电动机的电磁转矩为：．Ｔ＝ｑ％式中Ｇ为一常数。由以上三个式子可得：（３．３）万：旦一旦ｅ①ｅＧ①２（３．４）通过式（３．４）可以看出，直流伺服电机的转速不仅与端电压有关，也与电磁 转矩即负载有关，当负载增大时，电机转速下降。所以，对于大负载的系统来说， 电气控制刚度较差，控制精度低，响应速度慢。 ２、液压伺服控制 液压伺服控制的核心部件是电液伺服阀，它既是电液转换元件，又是功率放 大元件，其功能是将小功率的模拟量电信号输入转换为随电信号大小和极性变化 的大功率液压能输出，从而实现对液压执行元件运动的控制。对于电液伺服阀，负载流量、输入电流之间具有如下关系【１９】：ｑＬ＝ＣａＷＫｊｌ仨（只一ＰＬ） Ｖ∥厅――一（３．５）式中，ｑ为流量系数，形为滑阀的面积梯度，ｋ为伺服阀的增益，ｆ为线圈输入电流，Ｂ为伺服阀的供油压力，见为伺服阀的负载压力。由式（３．５）可以看出，系统流量与负载是有关系的，当负载增大时，流量减小。但是如果将伺服阀和压力补偿器联合使用，那么负载对流量不会影响。如图３．２所示，压力补偿器包括梭阀和减压阀两部分，它的作用是使Ａ口和Ｂ口压力较大值与Ｐ口压力的差恒定，即只一耽为定值。在此情况下，负载大小对系统流量 和马达转速没有影响，系统表现出很大的刚性。。甲…｝＝图３．２压力补偿器与伺服阀联合使用示意图通过以上分析可知，在大负载的情况下，电液伺服系统与电气伺服系统相比， 无论在控制精度和响应速度上都具有优势，所以本文设计的主动式波浪补偿系统 采用电液伺服控制。第１ １页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文３．２主动式波浪补偿驱动系统数学建模与分析考虑到工程实际，主动式波浪补偿系统的液压系统一般包括回转、变幅、起 重和补偿四个回路，分别控制吊臂的回转、变幅、重物升降和波浪补偿。其中补偿回路是波浪补偿液压驱动系统中最关键的部分，需要建立它的数学模型，从而分析其动态特性。 电液伺服系统根据被控的物理量来分，可以分为位置伺服系统、速度控制系 统和力控制系统三种【ｌ引。波浪补偿的目的是保持重物与被补给舰相对速度恒定， 因此补偿回路的输出和反馈量都是速度信号，属于速度控制系统。 电液速度控制系统有两种控制形式，分别为阀控型和泵控型。它们的区别在于，阀控型是通过改变伺服阀的节流口大小而改变流量，而泵控型是通过改变变 量泵的排量而改变流量。相比之下，阀控型是目前主要使用的形式，它响应速度快，结构简单，但是由于节流损失，一部分能量转化为热量，不仅使效率降低， 也使油温升高。泵控型效率较高，但是泵的排量的改变也要通过一套小型的电液 伺服系统，因此结构庞大，而且响应较为滞后。本节将分别建立阀控型和泵控型 的数学模型，通过仿真比较，最终选择合适的控制形式。 将阀控型电液伺服系统用于波浪补偿系统的原理图如图３．３所示。船舶姿态输入信号与经速度传感器反馈的液压马达轴输出转速比较，得到偏差信号，再由此 信号通过伺服放大器控制伺服阀的开口大小和方向，进而控制重物的运动速度和方向。船舶姿杰图３．３阀控型主动式波浪补偿系统原理图将泵控型电液伺服系统用于波浪补偿系统的原理如图３．４所示。控制信号产生方法与阀控型相同，只不过伺服阀控制的是液压缸的运动。图３．５所示为变量柱塞泵的结构示意图。当液压缸连接斜盘下端时，随着液压缸的伸缩，变量泵的排量 发生变化，从而控制重物的运动。船舶窭志辅图３．４泵控型主动式波浪补偿系统示意图 第１２页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文ｌ―鼻量２＿挂●Ｈ捧●一毫藏量图３．５变量泵结构示意图在数学模型推导过程中，行星轮绞车的刚度假设为无限大。钢丝绳的变形虽 然无法忽略，但是从下文分析可知，为了保证系统的稳定性，反馈元件将安装在 液压马达的输出轴上。在此情况下，钢丝绳的伸缩对系统的控制性能没有影响， 因此在推导过程中，可以忽略钢丝绳的变形。 ３．２－１伺服阀控液压马达数学模型 伺服阀控液压马达的原理如图３．６所示，由此可以得到三个基本方程【２１ｌ。图３．６伺服阀控液压马达不恿图伺服阀的流量方程： Ｑ，＝ＫＱＩ―ＫｃＰｓ（３．６）式中：ａｓ为负载流量，％为伺服阀的流量增益，疋为伺服阀的流量一压力系数，Ｐ，为负载压力。 伺服阀到液压马达的流量连续性方程为：Ｔ－厂ｇ２见屯＋茜力＋Ｇ毋‘３ｍ式中：以为液压马达的排量，巳为液压马达的转角，Ｋ为马达腔与进出口连接管 道的总容积，屈为容积弹性模量，Ｇ为液压马达总泄漏系数。在忽略干扰负载和弹性负载的情况下，波浪补偿液压系统具有惯性负载、粘 性负载和重力负载。通过分析力矩的传动可以得到力矩平衡方程：第１３页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文见所＝‘吃＋尽色＋孚出转矩，尽为粘性阻尼系数，ｉ为行星轮绞车的传动比。绞车和负载之间可以建立以下方程组：（３．８）式中：‘为液压马达和旋转部件折算到马达轴上的转动惯量，Ｌ为绞车卷筒的输眵均将万程组（３．９）代入式司得： Ｄｍｐｆ＝Ｊｔ舀ｍ＋Ｂｔ６ｍ＋ＴＬ（（３．９），．为卷筒２ＪＯ）其中以＝以＋ｍｒ２／ｉ２，￡＝ｍｇｒ／ｉ。经拉氏变换，得：ｌ纺＝屹，一琏哆１驴Ｄ．ＳＯ．＋叶＂以＇ＳＰＩ＋Ｇ弓【见弓＝Ｊ，ｓ２０。＋尽ｓ＠。＋冕堡消去中间量可得：（ ２Ｊ１盔：兰垒＆ ：： ｐ一每卜每ｃ去洲，瓦 ‰箍ｎｃ等＋箍∥＋ｓ口：（ ２－ｌ２４｜Ｂｅ跣、哦４ｐｅＤｍＪ经化简可得：驴东Ｓ２‰卜嚣互墅篓（ｊ，ＬＳ＋１）（ ｏＪ● ■● ■● ■ｔｌ３ ）、．、 一、其中：％代表液压固有频率，％＝；磊代表液压系统阻尼比，磊＝每厣击压≈每厣；砭为总的压力流量瓶如却Ｇ。３＿２－２伺服阀控液压ｆｆ，Ｔ数学模型第１４页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文伺服阀控液压缸的数学模型如图３．７所示。与伺服阀控液压马达类似，可以得 到它的三个基本方程【２２１。∞丘 图３．７伺服阀控液压缸不恿图伺服阀的流量方程： Ｑｆ＝ＫＱＩ―ＫｃＰｓ 伺服阀到液压缸的流量连续性方程：１．／（３．１４）９２４毫＋茜办＋Ｇ乃‘３ｍ’在忽略弹性负载的情况下，液压缸的力平衡方程：４ｐ，＝，％薯＋尽毫＋Ｅ（３．１６）以上三个式中各量的含义与伺服阀控液压马达相同，所不同的是４表示活塞 面积，以表示活塞和负载折算到活塞上的总质量，Ｅ表示外干扰力。这三个式子 经拉氏变换可得： Ｑｆ＝ＫＱＩ―Ｋｃｐｒ矿Ｑ，２４觇＋茜吼＋Ｇ乃。Ｊ７）ＡＰｆ＝ｍｒＳ疗ｘｔ＋Ｂｔｓｘｔ＋ＦＬ消去中间量可得：．Ｋ。ｏ薯：节鱼经化简可得：＿络ｎ ｃ等＋貉炒＋ｓＩ一每（熹ｓ＋１）ＦＬ 篷；！兰垒垒；；象一唾 壶砖第１５页一．（３．１８） 。‘铲蕊Ｓ２屹丘（３．１９）２孝ｐ噶ｑ国防科学技术大学研究生院硕士学位论文非％一等；乞＝等厚喑压。则可得液压缸活塞位移对阀芯位移的传递函数为：等＝＿ｒ扣 ，ｓ（罢＋盗ｓ＋１）ＫＱ（３．２０） “‘缈；缈ｐ３．２．３液压缸活塞与变量泵斜盘的倾角关系 在泵控马达系统中，变量泵的作用是通过改变泵斜盘倾角，从而达到改变泵的排量的目的。变量机构实际上是一个位置控制系统，机构中变量活塞的位置与泵的排量调节系数一一对应，其运动示意图如图３．８所示【２３１。图３．８变量泵斜盘运动不意图由图可知：墨＝Ｌｓｉｎ７（３．２１）式中：Ｌ为变量活塞油缸施力点与斜盘铰接点间的距离，，，为变量泵斜盘倾角。因为，，本身很小，所以ｓｉｎ？＇≈７，则此环节的增益为：‰＝考＝１三Ｚ（３．２２）Ｌ３．２．４变量泵控液压马达数学模型 对于变量泵控液压马达系统，同样可以由三个基本方程建立数学模型［２４１，其 示意图如图３．９。Ｑｆｌ图３．９变量泵控液压马达示意图 第１６页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文变量泵的流量方程： Ｑｎ＝ＫＱ∥一Ｋｃｌｐｎ（３．２３）变量泵一液压马达的流量连续方程：ｇ，２见巳＋茜办?＋Ｇ?Ｐｆ?液压马达的负载力矩平衡方程：（３．２４）ＤｍＰｆｌ＝以吃＋Ｅｌ吃＋瓦以上式中各参数的含义与前面介绍的相同，（３．２５）且由前面分析可知：以＝‘＋ｍｒ２／ｉ２，乏＝ｍｇｒ／ｉ。经拉氏变换可得：Ｑ，－＝＆。７一Ｋ。弓－矿Ｑ，－＝巩ｓｏｍ＋粤４ｐ，?ｓ弓?＋ｑ，弓?吃弓ｌ＝以ｓ２０。＋Ｅ１ＳＯ。＋瓦‘３?２６’堡！ 盔：兰垒鉴Ｌ二二：：！ 丹一每ｙ一每ｃ老洲，￡臼：‰盟４ｆｌｅＤ２ ｎ（等＋盟４ｆｌｅＤ，．∥＋ｓ。ｕ珑’∥～经化简可得：（３．２７）吃２趸誓Ｄｍ丽卜景－－＂篱磙Ｃ瓦鱼墨．，圪。州其中∞｜ｊｌ为液压固有频率，％＝（３．２８）；磊为液压系统阻尼比，彘＝每厝＋击厩≈每厝３．２．５伺服放大器数学模型 采用电流负反馈放大器， 比例环节。 力矩马达的转折频率很高， 伺服放大器可以简化为Ｋ＝击第１７页（３．２９）国防科学技术大学研究生院硕士学位论文式中：彳Ｕ为伺服放大器的输入电压，１为伺服放大器的输出电流。 ３－２－６速度传感器数学模型在此系统中，速度传感器看做ＥＬ例环节【２５１，其数学模型为：Ｋ专式中：酚为传感器输出电压。３．２．７行星轮绞车和钢丝绳数学模型 由２．３节计算可知：（３．３０）ｈ＝击％一去％式中‰＝ｚｂ／ｚａ。因此，行星轮绞车补偿端在不考虑转动方向情况下的传动比：（３．３１）汪鱼：生堑，珞“ｏ（３．３２）行星轮绞车和钢丝绳在系统中可以看做比例环节，它们的数学模型为：Ｋ＝５吃－－＝岳×老＝手３．２．８仿真与结果分析 １、阀控型（３．３３）根据建立的各部分数学模型，在Ｍａｔｌａｂ／Ｓｉｍｕｌｉｎｋ中建立阀控型主动式波浪补 偿系统的仿真模型，如图３．１０所示。其中各参数的取值见表３．１，各数值单位都采用国际单位制。最终仿真得到的曲线见图３．１２ａ。传感器图３．１０阀控型主动式波浪补偿系统仿真模型 第１８页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文 表３．１阀控型主动式波浪补偿系统参数表Ｋｏ Ｏ．１５ ＫＱ Ｏ．０１２５ Ｋｃ。３．４×１０―１２Ｄ卅１．５×１０―魄２６ Ｋｓ Ｏ．５磊０．６ Ｋ。 Ｏ．１６冕５０００ ‰ ４形０．００１９ｅ７×１００２、泵控型 在Ｍａｔｌａｂ／Ｓｉｍｕｌｉｎｋ中建立泵控型主动式波浪补偿系统的仿真模型，如图３．１１ 所示。其中各参数的取值见表３．２，各数值单位都采用国际单位制。仿真得到的曲 线见图３．１２ｂ。速度传感器图３．１ ｌ泵控型主动式波浪补偿系统的仿真模型 表３．２泵控型主动式波浪补偿系统的参数选取Ｋｄ ０．１５ ＫＱ ０．０１２５４３．１５×１０－４％６２８ Ｋｓ考ｐ０．６ Ｋｗ Ｏ．１６瓦４０００ ‰ ４Ｋ。５．８４ｘ １０＿４Ｋ。３．４×１０―１２Ｂｅ７ｘ１０８０．５屹－１．７５×１０－４见１．５×１０４魄７．６７彘０．８ＫＯ．０１：＾１暑。誓：。 ．ｏ对纳（?）ｂ图３．１２阀控型和泵控型主动式波浪补偿系统仿真结果曲线第１９页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文３．３主动式波浪补偿驱动系统优化策略３．３．１控制形式选取将上一节得到了阀控型和泵控型的仿真结果放在同一图中比较，如图３．１３， 图中虚线所示为阀控型主动式波浪补偿系统的阶跃响应，实线表示的为泵控型主动式波浪补偿系统的阶跃响应。由图中可以看出，与阀控型相比，泵控型具有明 显的滞后，这主要是因为变量泵往往具有较大的惯性，而且变量泵与执行元件之 间封闭油路较长，封闭容积较大。对于主动式波浪补偿系统，其最重要的指标就 是响应时间和稳态精度，为了保证补偿的快速性，最终选择阀控型液压伺服系统。¨ ¨ ＝：，啪 ¨一日／．ｖ群帮霉■¨ 呲 。∽时问（ｏ）图３．１３阀控型和泵控型主动式波浪补偿系统仿真结果比较在功率较大的场合，阀控型液压伺服系统会产生一些热量，这些热量由于节 流损失产生，会使油温升高，需要增加冷却器，以稳定油温。３．３．２传感器安装位置选择在控制系统中，为了提高控制的精度，通常将传感器安装在负载上。对于主动式波浪补偿系统来说，连接负载的钢丝绳具有弹性，会对系统稳定性造成一定 影响，必须合理选择传感器的安装位置。为了分析钢丝绳的弹性对系统稳定性的 影响，首先建立包括钢丝绳在内的数学模型。在建模过程中，钢丝绳等效为弹簧， 如图３．１４所示。见ｐ，：‘吃＋Ｅ六十＿Ｋｒ（ｒＯＷ－ｙ） 式中瑚丝绳的刚度。程都保持不变，液压马达的力矩平衡方程变为： 根据牛顿定律： ｆ（ｒＯ．－ｙ）＝ｍ（ｊ）＋ｇ）第２０页当考虑钢丝绳的弹性后，在三个基本方程中，阀的流量方程和流量连续性方（３．３４）（３．３５）国防科学技术大学研究生院硕士学位论文图３．１４考虑钢丝绳弹性的系统不恿图经过转换，可将以上两式化为以下形式：ｊＤ．Ｐｓ ２以吃＋Ｅ吃＋Ｋ（巳一岛）（３．３６）ｌＫ（吃一ｑ）＝‘岛＋乃式中：Ｋ＝Ｋｒ２／ｉ２为从马达轴端看钢丝绳的传动刚度，岛＝ｙｉ／ｒ为转化到马达轴 上的负载等效转动角度，Ｚ＝ｍｒ２／ｉ２为转化到马达轴上的负载惯量，乃＝ｍｇ∥ｆ为转化到马达轴上的负载力矩。由于这里要分析的是钢丝绳的弹性对系统稳定性的影响，因此可以先不考虑 负载的影响。经过一系列转化，可以将阀控马达及传动机构的数学模型表示为【ｌ ８ｌ：允屹 ―＝＝――＝ＩＳ２＋堑Ｓ＋１一 ‘＋＿＋∞ （３．３７）见圪一ｓ２＋丝ｓ＋１１Ｓ。＋―２Ｓ＋织巳三ｓ２＋堑ｓ＋１∞ｉ∞ｌ§：（３．３８）式中：ＣＯ，为结构谐振频率，６为结构谐振阻尼比，∞。为综合谐振频率，石为综合谐 振阻尼比。 为了让系统更加稳定，在伺服放大器中增加积分校正环节。整个系统的数学 模型方框图如图３．１５所示。图中实线表示传感器接在马达输出轴，虚线表示传感器接在负载上。传感器图３．１５传感器安装位置示意图 第２１页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文使用Ｍａｔｌａｂ绘制这两种状态下的Ｂｏｄｅ图如图３．１６所示。其中实线表示的是传感器接在马达输出轴上，虚线表示的是传感器接在负载上。分析两图可知，当传感器接在马达输出轴时，系统基本上是稳定的，而当传感器接在负载上时，系 统是不稳定的。为了保证系统稳定，将传感器安装在马达输出轴上，这也是在数学模型推导中没有考虑钢丝绳变形的原因。ｌ¨ｅＤｉ■●ｒ＿Ｐｔ－－＿孵，（ｒｗｌ／＿）图３．１６两种传感器安装方式的系统Ｂｏｄｅ图３．３．３负载补偿波浪补偿系统额定负载达２．５吨，这么重的负载会对系统的稳态精度产生严重 的影响。这种影响可以通过Ｓｉｍｕｌｉｎｋ仿真清楚的看出来，如图３．１７所示，实线代表额定负载状态下的阶跃响应，虚线代表当负载为零的阶跃响应。 为了减小或消除负载引起的稳态误差，需要对负载进行补偿。解决这个问题 最有效的方法是使用复合控制理论【２６１，即按偏差也按干扰进行调节１２７］。采用复合控制理论的系统模型方框图如图３．１８所示。其中Ｇ（ｓ）为负载补偿装置的传递函数。１?＾暑ｕ世 期 拳０． ＿－０． ０ ｌ ２ ３ ４对阃（０）图３．１７有无负载的仿真结果比较传感嚣图３．１８复合控制的模型方框图 第２２页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文由图３．１８可知，负载作用下的输出为： ～ｃ（ｓ）＝坠鲻盟二鱼蛐瓦１＋ＫＫＧＩ（ｓ）ＫａＧ（ｓ）ＧＩ（ｓ）一Ｇ２（ｓ）＝０‘（３．３９）如果要使负载对输出没有影响，只需要：（３．４０）即：Ｇ（ｓ）＝Ｇ２（ｓ）／ＫａＧｌ（ｓ）。。将数学建模时推导出的ＧＪ俐和函例带入，得Ｇ∽：竺！巫Ｙｔ竺 Ｇ０）＝――＿二竺＝生一、‘（３．） ㈦４１，ＫｄＫＯＤｍ但是，由于Ｇ似分母的多项式次数大于分子多项式的次数，在物理上无法实现。为了能够在实际中实现补偿，取Ｇ０）：―二Ｌ、１（３．４２）ＫｏＫｏＤｍ在Ｓｉｍｕｌｉｎｋ中进行仿真，结果如图３．１９所示。图中实线表示负载为零的系统 输出，点划线表示没有负载补偿的输出，虚线表示经过负载补偿的输出。右图为 局部放大图，可以看出采用复合控制对负载的补偿效果比较理想。；ｌ 喜 菩翻ｌ／矿．７！：＿癣＿”！。：’ ｌ∥－一ｉＰｏ‘一ｒ，蚕’’￡‘／０。图３．１９复合控制的仿真曲线图和局部放大图３．３．４使用ＰＤ控制对动态特性的影响 由图３．１９可以看出，系统对阶跃信号的响应在１ｓ以上。当负载质量比较大时，会引起液压固有频率０９｜Ｉｌ较低而阻尼比磊较高，这是造成系统响应滞后的主要原因。通过对仿真图形的分析可以知道，系统的稳态性能非常好，而动态性能比较差， 因此适于使用ＰＤ控制进行调节。系统采用ＰＤ控制的数学模型如图３．２０所示。 通过Ｓｉｍｕｌｉｎｋ进行ＰＤ参数整定【２８Ｊ，得到的最佳响应曲线如图３．２１所示，图 中实线和虚线分别代表加入ＰＤ控制前后的响应曲线。由图中可以看出，ＰＤ控制 可以有效的提高系统的动态性能，使系统的响应时间低于０．５ｓ，满足设计要求。第２３页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文传廖嚣图３．２０采用ＰＤ控制的数学模型图Ｉ ｌｌ柚图３．２１系统阶跃响应曲线３．４液压驱动系统设计图３．２２所示为主动式波浪补偿系统的液压油路设计图。六通型电液比例多路 阀１９中的三联换向阀为并联式，分别控制回转马达３４、变幅液压缸３５和起重马 达３６，完成吊臂的回转、变幅和起重的动作。电液伺服阀２２控制补偿马达３７，实现波浪补偿的功能。 六通型的多路阀具有中位回油卸荷的功能【１９１。当各联阀均在中立位置时，每 联阀的中间腔都是连通的，从而使整个中立位置回油路畅通，液压泵的油液直接 回到油箱而卸荷。当任一阀换向过程中，中立位置回油道的流量逐渐减小，进入 执行元件的流量逐渐增大。因此，与普通换向阀相比，六通型多路阀保证执行元 件启动平稳，无冲击，调速性能好，且具有流量微调和压力微调特性，用于主动 式波浪补偿系统非常合适。多路阀中的六个溢流阀是二次调压元件，能够分别调 节各回路的工作压力。 ３．４．１供油回路 供油回路采用双泵供油。其中泵３为回转、变幅、起重三个回路供油。这三 个回路一般情况下不会同时工作，而且对执行元件的运动速度都没有特别严格的要求，使用一个泵供油可以满足要求。补偿回路对执行元件的速度有严格的要求，并且它和起重回路总是同时工作的，所以采用泵４单独供油，避免了任一回路的第２４页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文流量变化对另一回路的流量产生影响，保证了控制精度。 蓄能器１５和１６的功能有两个：一是起到缓冲作用，减小多路阀和伺服阀的开启引起的液压冲击，有效保护液压元件；二是能够在伺服阀开口增大时补充部分压力油，提高响应的快速性。 溢流阀１３和１４分别用来调定两泵的出口压力。为了保护多路阀和伺服阀， 设置了两个高压过滤器１１和１２，它们的过滤精度分别为１０ｐｍ和５ｐｒｏ。注：１、２．电动机３、４．液压泵５、６．吸油过滤器７．液位计８．空气清洁器９、１０．单向阀１１、 １２．高压过滤器１３、１４．溢流阀１５、１６．蓄能器１７、１８．压力表１９．电液比例多路换向阀２０． 电磁阀２１．压力补偿器２２．电液伺服阀２３、２４、２５、２６．单向节流阀２７、２８．梭阀２９、３０、３１、３２、３３．平衡阀３４．回转液压马达３５．变幅液压缸３６．起重液压马达３７．补偿液压马达３８、３９、４０．制动液压缸４１．冷却器 图３．２２主动式波浪补偿液压驱动系统油路图３．４．２回转回路 回转回路由多路阀１９的第一联换向阀、平衡阀３２和３３、液压马达３４组成。当换向阀处于中位时，进油路与回油路都直接连接油箱，两平衡阀之间有一段密封的液压油，使液压马达不会在外力作用下转动。当换向阀处于上位时，两平衡 阀在压力油的控制下开启，压力油经平衡阀３２、液压马达３４、平衡阀３３，最后流 回油箱。改变换向阀的开口的大小和方向，就可以控制液压马达的转速和转向。 ３．４．３变幅回路第２５页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文变幅回路由多路阀１９的第二联换向阀、液压缸３５、平衡阀３ｌ和单向节流阀 ２５组成，其工作原理同回转回路相似。由于变幅液压缸要承受吊臂的重量，因此 在其无杆腔的油路上使用了单向节流阀，当液压缸伸出时，没有节流作用；而液压缸收缩时，能够控制流量，使吊臂缓慢降幅，避免事故发生。３．４．４起重回路 由多路阀１９的第三联换向阀、平衡阀３０和液压马达３６组成，其工作原理同 回转和变幅回路，这里不再赘述。 ３．４．５补偿回路 补偿回路由二位四通电磁阀２０、减压阀２１、电液伺服阀２２、平衡阀２９和液 压马达３７组成。控制器控制电液伺服阀的开口大小和方向，从而控制液压马达的转速和转向。 电液伺服阀由于组成元件的结构尺寸、电磁性能、水力特性和装配等因素的 影响，在输入电流为零时的输出流量并不为零。为了使输出流量为零，必须预加一个输入电流，这个输入电流与额定电流的百分ｌ：ｌ：，ａＰ为零偏【２９】。伺服阀的零偏电流会随着工作条件和环境条件发生变化，因此单纯使用控制器难以保证伺服阀的 输出流量零。为解决此问题，在伺服阀的前面增加了电磁阀２０。当此阀处于左位时，系统卸荷，补偿回路的流量为零；当阀处于右位时，液压泵与补偿回路连通。 根据伺服阀的负载流量特性曲线，在相同的输入电流下，当负载变化引起阀 压降变化时，输出流量也会发生变化。为了控制精确，在伺服阀输入端使用压力 补偿器２ｌ，保持阀压降恒定。 ３．４．６断电保护和过载保护 液压原理图中的平衡阀２９、３０、３ｌ、３２、３３起到断电保护和过载保护的作用。以起重回路的平衡阀３０为例。当压力油驱动执行元件正常工作时，平衡阀阀口打开，对回路流量没有影响。当系统突然断电时，重物因重力和惯性会带动液压马达继续运动。此时，液压马达相当于液压泵的功能，其入口处油液压力为Ｏ， 出口处具有一定压力。由于和入口油管相连接的平衡阀控制油压力为０，阀口在弹簧作用下关闭，防止重物自由下落。当起重机过载时，重物可能带动马达转动，此时调节平衡阀的背压，使其大于重物的重量，可起到过载保护的功能。变幅液压缸、起重马达和补偿马达都只受到一个方向的外力，因此各需要一第２６页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文个平衡阀。回转回路可能受到两个方向的外力，使用两个相同的平衡阀。３．４．７制动系统 为了保证安全，在每个液压马达的输出轴上安装常闭式制动液压缸。液压缸的有杆腔通过梭阀或直接与油路连接。当回路没有工作时，液压缸的有杆腔没有 压力油，液压缸在弹簧的作用下伸出，起到制动的作用。若回路开始工作，液压 缸的活塞在压力油作用下缩回，液压马达输出轴可以旋转。制动油路上安装单向 节流阀，使制动器制动快速、打开平稳缓慢，保证系统安全运行。３．４．８比例开环控制与伺服闭环控制对起重、回转、变幅等动作采用比例开环控制，通过ＰＬＣ与多路阀实现对液 压系统执行元件方向和速度的控制。起重、回转和变幅都有极限位置，而且作业 中遇到紧急情况需要紧急停止。行程开关和急停开关的信号与ＰＬＣ开关量输入端 口直接相连，而电位计的信号则连接扩展的模拟量输入接口【３０Ｊ。图３．２３开环控制框图为了减小负载效应对控制线性度的影响，采用带电压跟随器的电位器，其电 路图如图３．２４所示。图３．２４带电压跟随器的电位器波浪补偿回路的控制采用基于ＤＳＰ控制器和电液伺服阀的闭环控制。ＤＳＰ具 有高运算速率和高控制能力，能够提高波浪补偿系统的精度、实时性和抗干扰性。 船舶的姿态可以通过加速度传感器和倾角传感器获得。由于加速度传感器输出为模拟量，另外伺服阀放大器的输入也是模拟量，因此需要在信号通道上设计Ａ／Ｄ第２７页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文和Ｄ／Ａ转化模块。为了进行人机交互，需要通过串行通信接口实现ＤＳＰ与ＰＣ的 信息交换。作为反馈元件的旋转编码器可直接与ＤＳＰ的编码器输入接口连接，无 需信号转换【３¨。系统的硬件设计图如图３．２５所示。图３．２５控制系统硬件设计图３．５本章小结本章的主要研究工作可以概括为以下几个方面：１、通过计算分析了液压伺服控制与电气伺服控制的特点，最终选择了液压伺 服控制作为主动式波浪补偿系统的控制方式。 ２、通过理论建模法建立了阀控型主动式波浪补偿系统和泵控型主动式波浪补 偿系统的数学模型。 ３、提出了四种改善系统动态特性的方法：合理选择控制形式、通过合理选择 反馈元件位置以减小钢丝绳对控制的影响、通过复合控制进行负载补偿和通过ＰＤ 控制改善动态性能，并且通过仿真验证。 ４、设计了主动式波浪补偿系统液压驱动系统的油路图，最后对系统的控制方 法进行分析。第２８页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文第四章主动式波浪补偿系统耦合式行星轮绞车设计耦合式行星轮绞车是主动式波浪补偿系统的机械执行系统的核心，它不仅起 到减速器的作用，还将起重回路和补偿回路液压马达的转动叠加为卷筒的转动， 是双输入单输出的机构。实际系统的行星轮绞车与实验室缩比样机中使用的行星轮绞车在结构上并无 太大差别，因此本章设计的对象选定为实验室缩比样机的耦合式行星轮绞车。本章从行星齿轮传动比和装配条件入手，计算了耦合式行星轮绞车的分配齿数的四 个条件，并计算了行星轮绞车各齿轮的齿数；然后设计了行星轮绞车各部件的结 构，并对关键部件进行强度校核。４．１行星轮绞车的配齿计算在设计耦合式行星轮绞车时，首要的任务是根据给定的传动比来分配各齿的 齿数。齿数的分配除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即 同心条件、邻接条件和安装条件【１４】。 ４．１．１传动比条件在行星齿轮传动中，一般给定的条件是中心轮与行星架的传动比‘。对于ＮＧｗ型行星轮，假设ａ、６、ｃ、ｚ分别表示中心轮、内齿圈、行星轮和行星架，ａ、６、ｃ的齿数分别为Ｚ口、乞和乙。则各轮齿数与传动比‘的关系式为：‘２幺＝?一‰－ｘ＝?＋考由式（４．１）可得（４．１）乙＝（‘一１）ｚａ 式中：‘为给定的传动比。４．１．２邻接条件（４．２）行星齿轮传动在太阳轮口与内齿轮６之间均匀对称地设置几个行星轮ｃ，为了 使各行星轮不产生相互碰撞，必须保证它们齿顶之间在其连心线上有一定的间隙，即两相邻行星轮的节圆半径之和应小于其中心距ｔ，如图４．１所示。第２９页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文图４．１行星轮系安装尺寸示意图由图中可得：２‰＜厶ｌ“３’ｎｐ如＜２吐ｓｉｎ三｝１式中：‰、叱分别为行星轮ｃ的齿顶圆半径和直径；，ｌ。为行星轮个数；吐为齿轮啮合副的中心距；Ｌ为相邻两个行星轮中心之间的距离。式（４．３）即为行星齿轮传动的邻接条件。间隙Ａｃ＝厶一叱的最小允许值取决于行星齿轮减速器的冷却条件和啮合传动时的润滑油搅动损失。实际使用中，一般应取间隙值Ａｃ≥０．５ｍ，ｍ 为齿轮的模数。 邻接条件与行星轮个数胛Ｐ有关，刀Ｐ的多少，应受到其承载能力的限制。另外珂ｐ还应考虑到结构尺寸、均载条件和制造条件等因素。一般在行星齿轮传动中大都 采用３个行星轮，但是当需要进一步提高其承载能力，减少行星齿轮传动的结构尺寸和质量时，在满足上述邻接条件的前提下允许采用聆。＞３个行星轮的配置，不 过还必须采取合理的均载措施。本文所设计的行星轮绞车为实验室条件下的缩比样机，对于其承载能力没有 特别高的要求，因此采用三个行星轮，这样也便于设计的工作。４．１．３同心条件耦合式行星轮绞车属于渐开线圆柱齿轮的行星齿轮传动，需要满足同心条件。 所谓同心条件就是由中心轮口、６与行星轮Ｃ的所有啮合齿轮副的实际中心距必须相等。即：吐＝如 式中：吐和瓦代表口一ｃ、ｃ一６啮合齿轮副的实际中心距。第３０页（４．４）国防科学技术大学研究生院硕士学位论文本文所设计的行星轮绞车啮合没有变位，其节圆与分度圆相重合，则啮合齿 轮副的中心距为：口’＝口＝詈（乞±毛）式中：口为啮合齿轮副的标准中心距；“＋＂号适用与外啮合； 合。 由式（４．４）和（４．５）可以得到：乙＋２乙＝ｚｂ（４．５）“．＂号适用与内啮（４．６）４．１．４安装条件 本文设计的行星轮绞车具有三个行星轮，在设计过程中除应满足同心条件和邻接条件外，其各轮的齿数还必须满足安装条件。所谓安装条件就是安装在转臂ｘ 上的３个行星轮均匀地分布在中心轮的周围时，各轮齿数应该满足的条件。具体到本此设计，则需满足３个行星轮在两个中心轮口和ｂ之间要均匀分布，而且每 个行星轮ｃ能同时与两个中心轮口和ｂ相啮合而没有错位现象。在行星齿轮传动中，当％个行星轮均匀分布时，每个中心角应等于２刀／％。其中中心角是指主轴线０分别与三个行星轮的轴线ｑ、Ｄ２、Ｄ３的连线的夹角。对于具有单齿圈的行星轮，用平面Ｑ表示齿轮轮齿的对称面。在一般情况下，齿数乞和ｚｂ都不是，ｚ。的倍数。当行星轮１的平面９与直线ＤＤｌ 重合时，行星轮２的平面Ｑ与直线００：的夹角为皖。如果转臂ｘ固定，中心轮口按 逆时方向转过乞时，则行星轮２按顺时针方向转过坑角，而内齿轮ｂ按顺时针方 向转过皖角。现设已知中心轮口和ｂ的节圆直径为以和以，其齿距为见＝Ｐｂ＝Ｐ。在中心 角２刀／刀，内，中心轮口和ｂ具有的弧长分别为：堕：型％刀ｐ（４．７）堕：型甩ｐ 刀， ｎｐ（４．８）对于弧长堕，一般应包括若干个整数倍的齿距ｐ和一个剩余弧段（ｐ一乞艺）。同理，对于弧长堕，也应包括若干个整数倍的齿距ｐ和一个剩余弧长皖巧，第３１页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文即有下列关系式：堕＝型：Ｃ，ｐ＋（ｐ一乞艺）ｌＩｐ Ｈｐ（４．９）堕＝丝：Ｃ２ｐ＋瓯五～ｎｐ（４．１０）将公式和公式两式相加，整理后可得：Ｚａ＋Ｚｂ：玎。（ｃｌ＋Ｃ２＋坐受±盟）Ｐ（４．１１）显然，等式左边等于整数。要使等式右边也等于与整数，其必要和充分条件 是：（Ｐ一乞，：：＋皖巧）能为齿距ｐ所整除。但由于ｐ一吒艺＜Ｐ和瓯巧＜ｐ，因此， 皖，：：＝瓯巧（４．１２）两弧段乞艺和皖以必须相等，即有：将公式（４．１２）代入（４．１ １），可得：乙＋ｚ６＝％（Ｃｌ＋Ｃ２＋１）令（４．１３） （４．１４） （４．１５）Ｃｌ＋ｃ２＋ｌ＝Ｃ则得：―Ｚａ＋―Ｚｂ：Ｃ％ 式中Ｃ为整数。公式表明：两中心轮口和６的齿数和应为行星齿数％的倍数，这就是行星轮设 计的安装条件。 ４．１．５齿数计算与检验 根据ＮＧＷ型行星齿轮的传动比公式：ｆ口＝之－－１一毪＝１＋互Ｚ口（４．１６）据同心条件可求得ｃ的齿数为：乙＝孕＝孚乙综合上述公式，则可得ＮＧＷ型传动的配齿比例关系式为：（４．１７）ｚ口：乙：ｚｃ＝乙：（‘一１）乙：生；三乙根据式（４．１８）可以计算出各轮齿数分别为：（４．１８）第３２页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文Ｉ Ｚａ＝１９｛乙＝７７ 【Ｚｃ＝２９根据齿根弯曲强度取ｍ＝２，具体计算见４．３节。 最后，需要根据式校核其邻接条件。 ａａｃ＝聊（乙＋乞）＝９６（４．２０） （４．２１） （４．１９）厶＝２蠢ｓｉｌｌ三：１６６ｎｐｋ＝ｍ（乙＋１）＝６０（４．２２）由以上三式可知：２ｋ＜厶，满足邻接条件。４．２行星轮绞车的结构设计行星轮绞车的结构可以分为中心轮轴、内齿圈轮轴、行星轮与行星架、底座 四大部分。下面针对各部分的结构设计进行详细的介绍。 ４．２．１中心轮轴的结构设计中心轮尺寸较小，如果将其与安装轴分别设计，则难以保证中心轮的强度，因此本文将中心轮与安装轴设计为一体的形式，如图４．２所示。中心轮上有两个深 沟球轴承，分别安装在行星架和小端盖上，两个轴承之间安装一个套筒。通过轴 肩、套筒和挡圈限制了中心轮轴和轴承的轴向运动。行星架套筒小端盖深沟球轴承挡圈图４．２中心轮轴安装结构图此种结构中心轮轴上有一段悬臂，因此它的刚度受到一些影响。但由于与中心轮接触的三个行星轮是均匀分布的，中心轮的受力也是均匀的，总体受力不大，这种结构是可以的。使用Ｓｏｌｉｄｗｏｒｋｓ建立中心轮轴的三维模型，如图４．３所示。第３３页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文图４ ３中心轮轴的三维模型４ ２２内齿圈轴的结构设计内齿圈轴包括齿圈和轴两部分，它们之间通过螺钉连接在一起。轴的支撑方 式与中心轮轴相同，也是通过两个椿沟球轴承安装在行星架和小端盖上面，具体 结构见图４．４。使用Ｓｏｉｌｄｗｏｒｋｓ设计齿圈和轴的结构如图４ ５所示，其中齿圈上面 的大孔是为了减轻重量。＾☆■图４．４内齿圈轴的安装结构图‘争９》、、乡图４．５内齿圈和轴的三维模型４ ２｝ｆ．１３行星轮和行星架的结构设计图４．６所示为行星轮和行星架的结构图，行星架作为行星轮绞车的输出端，包 括卷筒、大盖板、小盖板、销轴四部分。这四部分通过定位销和螺钉连接为一个 整体，其中大盖扳通过深沟球轴承安装在底座上。行星轮通过轴承安装在销轴上， 并绕销轴转动。Ｊ墨｜４ ７所示为主要零件的结构圈。第３４页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文图４．６行星轮行星架的安鼗结构图囹ｊ…。；４ｐ图４ ７卷筒、盖板、行星轮、销轴的三维模型２４底座的结构设计行星轮绞车对底座并无特殊的要求，只要具有足够的强度即可。因此底座整 体采用铸造工艺，在受力集中的地方增加加强筋板，如图４．８所示。囤４．８底座的三维模型将以上设计方案综合起来即可得到行星轮绞车的总体装配图，如图４．９所示。 加工出来的绞车实物如图４ １０所示。第３５页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文图４ １０行星轮绞车的实物图４．３关键部件的强度校核完成结构设计以后，需要对主要零部件的强度进行校核，这些校核包括：小 齿轮的分度圆直径校核、齿轮模数的校核、齿面接触强度校核和齿跟弯曲强度校核。４３１行星齿轮的受力分析在行星齿轮传动中，啮合的齿轮副之间具有作用力。若忽略齿面问的摩擦力 的影响，其法向作用力可以分解为切向力、径向力和轴向力三个方向的力。其中 对齿轮强度具有影响的是切向力。图４ １１所示为行星轮系各部件受切向力示意图， 由于每个行星轮传递相同的扭矩和功率，因此图中仅分析了一个行星齿轮，其余行星轮与此相同。。士《。广ｌ 。上≈ｃ ＃Ⅲ＊ｘ ＃ｂ图４ １１行星轮系各部件受力示意圈 第３６页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文Ｌ＝华 瓦＝学Ｃ＝兄％‘（４．２３）（４．２４） （４．２５） （４．２６）民＝兄＝等式中：疋、乙、￡分别为中心轮、内齿圈和行星架传递的力矩，心轮和内齿圈的节圆直径，‘为行星架转臂的回转半径。 由以上各式可得（只考虑力矩的大小）：元和以分别为中￡＝等 瓦＝簪通过对行星架和卷筒的受力分析可得： 正＝ｍ（口＋ｇ）０ 式中：ｍ为负载的质量，ａ为负载的加速度，０为绞车卷筒的半径。 本文所设计的行星轮绞车工作参数和结构参数如表４．１所示：表４．１行星轮绞车工作参数和结构参数（４．２７）（４．２８）（４．２９）最大负载２５Ｋｇ最大速度１，竹／ｓ最大加速度１ ｍ／ｓ２卷筒直径０．２５ｍ中心轮节圆直径０．０３８ｍ内齿圈节圆直径０．１５４ｍ行星架回转半径０．０４８ｍ将以上参数代入公式可得：ｒｏ＝６．８Ｎｍ（４．３０） （４．３１）瓦＝２７．６Ｎｍ则功率分流后中心轮所对应的每个齿轮副传递的力矩为：ｍＺ＝卫＝２．２７Ｎｍ１（４．３２）％４．３．２中心轮分度圆直径校核在行星齿轮传动中，中心轮是最小的齿轮，因此也是最为薄弱的环节。在校第３７页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文核齿轮的强度过程中必须首先校核中心轮的分度圆直径。中心轮分度圆直径的校核是根据齿面接触强度来进行的【１４１。码≥髟（４．３３）式中：髟为算式系数，对于钢对钢配对的直齿轮传动，配＝７６８；正为功率分流后中心轮名义转矩；ＫＡ为使用系数，查表可得到；Ｋ舵为综合系数，查表可得到；如为计算接触强度的行星轮载荷分布不均匀系数；九为小齿轮齿宽系数，查表可得；Ｕ为齿数比，即甜＝乞／毛；０．ｎ胁为实验齿轮的接触疲劳极限。将计算或查表得来的各数据带入式（４．３３）可得：西≥７６８０／丝堕掣×盟：２０．５垅聊‘（４．３４）Ｖ０．７５×８００‘Ｕ而中心轮实际分度圆直径：４＝ｚａｍ＝１７ｘ２＝３４ｍｍ经比较可知，原设计的中心轮分度圆直径满足齿面接触强度的要求。（４．３５）４．３．３齿轮系模数校核 行星齿轮的模数主要是根据齿根弯曲强度进行校核，其计算公式为：ｍ≥如（４．３６）式中：如为算式系数，对于直齿轮传动％＝１．２１；如为综合系数，查表可得；ＫＦｐ为计算接触弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；‰。为小齿轮齿形系数， 查表可得；Ｚｌ为齿轮副中小齿轮齿数；咋陆为实验齿轮的弯曲疲劳极限；其余参数意义与式（４．３３）相同。 经查表和计算可以确定各数据，代入式（４．３６）得：历≥１１．５ｊ ＼ｆ２．２７．姜ｌ＿ｚｘｌ．９×１．６×２．８５２．：０．７８ ０．，×１９一×２５０（４．３７）由于实际模数的设计值为２，所以经校核符合齿根弯曲强度要求。 ４．３．４齿轮传动强度校核 １、齿面接触应力校核在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力０．Ｈ可以按下式计算：（４．３８）０．Ｈ，＝％。肛兀瓦两第３８页国防科学技术大学研冤生院硕士学位论文Ｏ＂ｎ２＝ａＨ００ ＫＡＫＵＫＨＢＫＨ口２Ｋ印２（４．３９）一乙乙乙刮皋×等∽４。，式中：如为动载系数；如口为计算接触强度的齿向载荷分布系数：‰为计算接触强度的行星齿轮间载荷分布不均匀系数；％。为计算应力的基本值；Ｅ为端面内分度圆上的名义切向力；吐为小齿轮分度圆直径；ｂ为工作齿宽；Ｕ为齿数比，Ｕ＝ｚ２／ｚｌ；ｚⅣ为节点区域系数；磊为弹性系数；乙为重合度系数；乙为螺旋角系数，对于直齿轮，ｚｐ＝ｌ。 齿轮的许用接触应力可以按下式计算：ａＨｐ＝等照Ｚ盯ｚＬｚｙＺＲＺｗＺｘ㈧４１、）式中：％陆为实验齿轮齿根接触疲劳极限；昂曲计算接触强度的最小安全系数；如为计算接触强度的寿命系数；乙为润滑剂系数；乙为速度系数；ＺＲ为粗糙度系数；乙为工作硬化系数；乙为接触强度计算的尺寸系数。校核齿面接触应力的强度条件是：大、小齿轮的计算接触应力中的较大值盯Ⅳ应不大于其相应的许用接触应力％，即：ｏ＂Ｍ≤Ｏ＇Ｈｐ（４．４２）对于本文设计的行星轮绞车，以中心轮和行星轮啮合副为例经查表和计算可 以确定各数据，代入以上公式可得：仃Ⅳ。：２．３×１８９．８×０．９×ｌ×．／二翌×―１．５３―＋１ ％。＿２．３×１８９．８×ｕ．蚶×√赫×１Ｆ４４１Ｎｌｍ２（４．４３－４ １Ｎ／ｍ ２“?） ） （４．４４） （４．４５） （４．４６）ｏ－Ｈ．＝４４ｌ×√１×１．０５×ｌｘｌ．１ｘ１．４＝５６０．８Ｎ／ｍｍ２ Ｏ＂Ｈ，＝４４１×√１×１．０５ｘｌｘｌｘｌ．４５＝５４４．１５Ｎ／ｍｍ２Ｏ＇ｎｐ＝害×１．６ｘ１．１５ｘ１．１ｘ０．８４×１．１３×１＝９０１．５Ｎ／ｍｍ２经比较可知，行星齿轮绞车的齿面接触强度满足要求。２、齿根弯曲强度校核在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿根应力盯，可按下式计算，即：ｏ＂ｒ＝ｏＦｑＫＡＫｖＫＦＢＫＦｚＫ即＜Ａ．４７） （４．４８）ｏ＂Ｆｏ＝｝昂。‰Ｅ％ ｂｍ。。’第３９页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文式中：髟为使用系数；Ｋ矿为动载系数；砟口为计算接触弯曲强度的齿向载荷分布系数；％为计算弯曲强度的齿间载荷分配系数；如为计算接触弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；咋。为齿根应力的基本值；‰为载荷作用于齿顶时齿形系数；‰为载荷作用于齿顶时应力修正系数；Ｅ为计算接触弯曲强度的重合度系数；坛为计算接触弯曲强度的螺旋角系数；ｂ为工作齿宽。 许用齿根应力仃Ｆ。可按下式计算：％：学ｋ‰ｒｋ＾）Ｆｍｉｎ（４．４９）式中：听陆为试验齿轮齿根弯曲疲劳极限；岛为试验齿轮的应力修正系数；％为计算弯曲强度的寿命系数；Ｋ耐ｒ为相对齿根圆角敏感系数；％们为相对齿根表面 状况系数；巧为计算弯曲强度的尺寸系数；品曲为计算弯曲强度的最小安全系数。 校核齿根应力的强度条件为计算齿根应力不大于许用齿根应力，即：咋≤％算可以确定各数据，代入以上公式可得：（４．５０）对于本文设计的行星轮绞车，以中心轮和行星轮的啮合副为例，经查表和计ｔｒＦ。：―５７３―．７×２．８５×１．５５×０．９５×ｌ：５６．４Ｎ／ｍｍ２ ２０×２’（４．５１） （４．５２）Ｏ＂Ｆ＝５６．４ｘ１．２５×１．０５ｘ１．２ｘ１．１ｘ１．０５＝１０２．６Ｎ／ｍｍ２仃ｈ：―２６０ｘ２―×１．０８×１×１．０３×２：８９０Ｎ／ｍｍ２４．４本章小结２ ８９１）Ｎ／ｍｍ ｏｋ。――――Ｉ―＝―――一×ｌ×ｌ?ｕｊ× ２）３５．－，１，４。?经比较可知，行星齿轮绞车的齿根应力满足强度要求。本章主要的研究工作可以概括为以下几个方面： ｌ、通过分析行星齿轮绞车的传动比条件和其装配应满足的邻接条件、同心条 件和安装条件，得到行星轮系各轮齿数的计算公式。２、设计了行星齿轮绞车的结构，详细阐述了各主要部件的设计方法。３、采用经验公式，对中心轮分度圆直径、行星轮系的模数、齿轮齿面接触强度和齿根弯曲强度进行了校核。第４０页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文第五章主动式波浪补偿系统缩比样机研制与实验研究为了验证本文提出的主动式波浪补偿系统的设计方案和优化设计方法的有效 性，本文研制出了缩比样机并进行实验。与真实的波浪补偿系统类似，缩比样机 也包括传感器检测系统、ＤＳＰ控制系统、液压驱动系统和机械执行系统组成的。另外，为了便于实验，本文还研制了一种能够模拟舰船甲板在海浪中运动的海浪模拟平台。该平台使用直流伺服电机驱动，通过正弦机构和凸轮机构来模拟舰船 甲板在海浪中的升沉和横倾运动。本章首先设计了缩比样机液压驱动系统的油路图，计算了液压驱动系统的主要参数和各元件的参数，正确选取了适合该系统使用的元器件，设计了液压系统 的结构；其次设计了模拟舰船升沉和横倾运动的海浪模拟平台；然后设计了整个缩比样机的电气控制部分；最后使用所研制的缩比样机进行实验，分析实验数据并得到结论。５．１缩比样机液压驱动系统设计５．１．１原理设计缩比样机液压驱动系统的结构与真实的主动式波浪补偿系统液压驱动系统的相似，所不同的是，由于在实验室内吊架是固定不动的，因此缩比样机的液压系 统不包含控制吊架的回转回路和变幅回路，而只包括直接与起重和波浪补偿有关 的起重回路和补偿回路。由于没有了回转回路和变幅回路，原液压系统的多路阀不再使用，起重回路改用电手柄加电液比例阀的控制方式。根据以上分析，可以设计缩比样机的液压 驱动系统，如图５．１所示。图５．１缩比样机液压系统原理图缩比样机的液压驱动系统的工作过程是：起重回路由液压泵、溢流阀、高压第４１页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文过滤器、电液比例阀、平衡阀和液压马达等元件组成的。系统流量的调节采用电手柄加电液比例阀的控制形式。电手柄相当于一个电位计加方向开关，通过操纵 电手柄可以产生一定的电压信号，再加上阀芯的位置反馈，就可以精确控制电液 比例阀的开口大小和方法，最终控制重物吊放的速度，其工作过程如图５．２。●控制信号。 比例 放大器 电液 比例阀｝ｒ位置反馈图５．２电手柄控制电液比例阀示意图补偿油路由液压泵、溢流阀、高压过滤器、电液伺服阀、压力补偿器、平衡阀、液压马达和传感器等元件组成的。补偿油路为带反馈的闭环电液伺服系统，由传感器测量船舶甲板和重物的速度信号，计算二者之间的偏差，然后将偏差信 号通过伺服放大器输入电液伺服阀，控制伺服阀的开口大小和方向，最终控制重物完成波浪补偿运动。电液伺服阀与压力补偿器联合使用，使伺服阀进出口压差 恒定，系统流量不受负载变化的影响。 两个液压马达的转动通过第四章所设计的行星轮绞车合成为重物的运动。为 了保证系统安全可靠，除了采用双向平衡阀防止滑车之外，还在原设计的常闭式液动制动器改为压力继电器加电磁制动器的制动形式。压力继电器本质是一个开关，当系统中没有压力时，开关断开；当系统压力达到压力继电器的设定值，开 关闭合。将压力继电器作为开关与常闭电磁制动器联合使用可以保证制动器在系 统不工作或者工作在卸荷状态时制动器始终处于制动状态，只有当系统压力到达 一定值时制动器才打开，行星轮绞车才能开始转动。 ５．１．２相关参数计算与元件选取 １、系统压力的选取 本论文所设计的主动式波浪补偿系统的缩比样机，额定载重２５Ｋｇ，属于低压液压系统。由于回路中用于防止滑车的双向平衡阀具有一定背压，而且考虑回路中的压力损失，根据国家标准，选定系统供油为６．３ＭＰａ［１ ７１。 ２、液压马达选取 液压马达的排量为：见＝堑 ｐＬ压力。丁（５．１）式中：乙为液压马达输出的最大转矩，见为负载压力，ＰＬ＝２／３Ｐｓ，Ｐｓ为供油液压马达包括齿轮马达、叶片马达、柱塞马达等多种类型。在这些类型中，第４２页国防科学技术大学研究生院硕士学位论文有些马达具有最低转速，当液压马达的转速低于最低转速时，会发生“爬行”的 现象。本论文所需要的液压马达转速较低，在选取中必须要考虑此问题。 ３、系统流量计算 系统流量可根据以下公式求得：Ｑ＝‰见