船舶综合液压推进方法及装置

摘要

一种用于船舶及其它水中航行物的推进方法及装置。该方法基于液压传动原理，通过液压泵将多台主机(两台及以上)输出的机械能转变为液压油的压力能，经功率综合以及分配后，分别驱动螺旋桨、舵机(采用吊舱回转装置后可以取消)、侧推装置以及其它辅助装置，应用轴带发电机取代船舶辅机，通过对泵以及主机的控制，来调节螺旋桨的转速与转向，通过对油路的控制实现螺旋桨、舵机、侧推装置等其他辅助装置协调工作以及主推进系统的多种工作模式，同时通过轴带发电机回收螺旋桨以及船舶在制动等过程中产生的惯性能。该推进方法具有机舱布置灵活、设备功率重量比大、安全可靠性好、机动性高、工况配合特性好过载保护能力强以及可进行惯性能回收等优点。

说明书

技术领域

本发明涉及一种船舶综合液压推进方法及装置，即基于液压传动原理，将多台(两台及以上)主机输出的机械能转换成液压能，经功率综合以及分配后，分别驱动螺旋桨、舵机、侧推装置以及其它辅助装置，应用轴带发电机取代辅机。主要用于各类船舶、军舰、潜艇等水中航行物上。

背景技术

在现代船舶中，由于主机型式、船舶用途以及推进性能上的不同要求，推进装置所采用的传动方式很多。在船舶柴油机动力装置中，传动方式一般分为直接传动、间接传动和特殊传动三大类，其中，特殊传动通常是指电力传动、喷水推进传动以及磁流体传动。

直接传动是主机直接通过轴系把功率传给螺旋桨的传动方式。在直接传动装置中，主机多采用大型低速柴油机，整个装置的功率重量比较小，机舱布置时，主机、轴以及螺旋桨中心线要在同一直线上，这对机舱的布置极为不利，机舱空间得不到有效利用，从而影响船舶的整体经济性；虽然直接推进装置自身的可靠行较高，但由于直接传动装置惯性大，系统响应时间长，这使得船舶在起动、换向以及制动过程中机动性变差，另外，螺旋桨的转速受主机最低稳定转速限制，不能实现微速航行，因此整个船舶的航行可靠性降低；由于主机和螺旋桨是直接联接，主机工作直接受螺旋桨特性影响，当船舶处于轻载或者重载工况下时，主机无法发出设计功率，因此装置的工况配合特性差。

间接传动是主机通过减速齿轮箱经传动轴与螺旋桨相联接的一种传动方式。在间接传动装置中，由于增加了中间传动设备，这使其传动效率降低；整个装置的重量和尺寸指标都很高，在机舱布置时，虽然主机与轴跟螺旋桨中心线不在同直线上，但主机不能偏离中心线太远，与直接推进差不多，这对机舱的布置是不利的，机舱空间得不到有效利用，船舶装载货物的总量以及体积都减少，从而影响船舶的经济性；虽然与直接推进相比，其工况配合特性变好，但仍不能满足多工况船舶的要求。

电力传动是由主机带动发电机发电，然后直接或经变流器给推进电动机供电，由推进电机带动推进器旋转，使船舶运动。在电力传动装置中，由于在发电机和推进电机中的能量损失，使电力推进的效率降低，从热力发动机到螺旋桨的传递效率比直接推进时的效率约低4％～8％；当螺旋桨负载突然增大、堵转或者系统短路时，电力系统无法正常卸载，进而主推进系统将遭到破坏，因此系统过载保护能力差，安全可靠性低；作为电力推进的关键技术-大功率交流调速尚未发展成熟；整个动力装置的功率重量比虽然比直接推进要高，但仍然较低。

喷水推进是依靠位于船尾的喷水机产生高压高速水流，经喷头喷射而出，使船舶获得强大的反冲动力。在喷水推进装置中，当船速低于20kn时，喷水推进的效率比螺旋桨推进要低的多，因而经济性差；由于增加了管道中水的重量(通常约占全船排水量的5％左右)，因此使得船舶的排水量明显增加；在水草或杂物较多水域，进口易出现堵塞现象而影响舰船航速，同时价格较螺旋桨推进要高，更换推进水泵的叶轮较为复杂。

磁流体推进是把海水当作导电体，利用磁体在通道内建立磁场，通过电极向海水供电，当海水通过电流时，载流海水就会在与它垂直的磁场中受到电磁力(洛伦兹力)的作用，海水受力时沿电磁力方向运动，其反作用力即推力，推动船舶运动。在磁流体推进装置中，由于海水的电阻大，所以磁场必须达到20万高斯的磁场强度，而现今使用的铁芯电磁铁仅能达到2万高斯的磁场强度；磁流体推进系统的传动效率比直接推进系统低20％以上；磁场材料重量较重，同时体积庞大，因此整个动力装置的功率重量比较小。

现代船舶正向大型化、高速化以及多工况方向发展，上述推进方法虽然各有优点，但在面对现代船舶发展方向时，都表现出一定的局限性，制约着船舶的发展，因此，研制综合性能更为优良的船舶推进装置就成了船舶推进领域的一个重要课题。

发明内容

解决方案：当船舶推进装置采用液压传动后，柴油机与螺旋桨之间没有刚性连接，因此，传动平稳，振动小，噪声轻，磨损少；在不改变柴油机的转速与转向的情况下就可实现螺旋桨的调速和换向，操纵灵活，因此机动性高；由于液压传动可以实现无级调速，因此螺旋桨与主机可得到较好的工况配合特性；采用液压传动后，通过液压马达可使几台柴油机的功率供给一个螺旋桨，功率汇集非常容易，适合大功率传动；整个动力装置的重量和尺寸指标都将有大大改善，同时由于柴油机与螺旋桨之间没有轴系连接，主机可以根据需要安装于机舱任何位置，因此机舱布置非常灵活；通过溢流阀可以很好地解决螺旋桨负载突增或者堵转时的系统保护问题，提高系统安全可靠性。

可见，当船舶采用液压传动后具有诸多优点，尤其是在大功率化、多工况化、设备重量体积、机舱布置以及过载保护等方面，有着其它推进方式所不能比拟的地方，因此本发明提出船舶综合液压推进。

船舶综合液压推进是通过液压泵将多台主机(两台及以上)输出的机械能转变为液压油的压力能，经功率综合以及分配后，分别驱动螺旋桨、舵机(采用吊舱回转装置后可以取消)、侧推装置以及其它辅助装置，应用轴带发电机取代辅机，通过对泵以及主机的控制，来调节螺旋桨的转速与转向，通过对油路的控制实现螺旋桨、舵机、侧推装置等其他辅助装置协调工作以及主推进系统的多种工作模式，同时通过轴带发电机回收螺旋桨以及船舶在制动与托拽过程中产生的惯性能。其原理如附图1所示。

根据上述船舶综合液压推进原理设计船舶综合液压推进装置，该装置主要由两相同子系统A与子系统B、一并联阀块、一油液处理回路、一吊舱式液压推进器以及一吊舱定位机构组成，其中子系统包含主驱动回路、系统补油回路以及过载保护回路。

主驱动回路将主机输出的机械能转换成液压能驱动液压马达；系统补油回路向主驱动回路低压侧补油；过载保护回路限定主驱动回路高低压侧压力；并联阀块将两主驱动回路联系于一起，满足船舶多工况要求；油液处理回路在系统运行过程中对液压油进行净化以及散热处理；吊舱式液压推进器将主驱动回路的液压能转换成船舶的驱动力，推动船舶运动；吊舱定位机构用于改变螺旋桨的推力方向，起到舵的作用。

主驱动回路由主机1、双向变量泵15以及第一双向定量泵-马达25或第二双向定量泵-马达26组成，其特征在于主机1带动双向变量泵15，输出的液压油经管路直接驱动第一双向定量泵-马达15或第二双向定量泵-马达26，出口与双向变量泵15的入口相连，构成闭式回路，通过第二组合元件II对双向变量泵15进行控制，实现对第一双向定量泵-马达25以及第二双向定量泵-马达的转速以及转向的调节。

补油回路由第二定量泵9、第一溢流阀10、第一滤器11、蓄能器12以及第一单向阀16与第二单向阀17组成，即第一组合元件I与第三组合元件III，其特征在于第二定量泵9由主机1驱动，直接从油箱吸油，输出的液压油分成两路，一路送于第一溢流阀10入口，通过该阀对补油压力进行限定，另一路经第一滤器11过滤、蓄能器12稳压后分成两路，一路为伺服阀13提供控制用油，一路经第一单向阀16或第二单向阀17向主驱动回路低压侧补油。

过载保护回路由第二溢流阀19、第三溢流阀20、第四溢流阀22以及液动换向阀21组成。其特征在于第四组合元件IV限制主驱动回路高压侧压力，第五组合元件V限定系统低压侧压力，因而起到过载保护作用，有效防止了螺旋桨堵转等意外情况发生时对系统产生破坏，同时通过第三组合元件III向系统补充液压油时，相应部分的热油通过第五组合元件V回油箱。

第十一组合元件XI由12个电磁换向阀(48～59)构成，如附图2所示。该组合元件的特征在于将两套独立子系统A、B联系在一起，通过不同的开关形式组合可以实现两子系统各自独立并联工作、两双向变量液压泵向一个双向定量泵-马达供油、一双向变量液压泵向任意一双向定量泵-马达供油以及一双向变量液压泵向两个双向定量泵-马达供油等多种工作模式，即船舶可工作在双机双桨、双机单桨、单机双桨以及单机单桨的四种模式下。这样就满足了船舶在多种工况下工作的需要，增加了系统的冗余度，提高了系统的安全可靠性，降低了大功率液压马达以及大功率主机开发的难度。

油液处理回路由第一定量泵8以及第十组合元件X构成。其特征在于当三位四通电磁阀28位于中位时，第一定量泵8在主机1的驱动下从油箱中吸油，输出的液压油通过第二滤器38过滤后，经二位三通电磁阀40送于冷却器41，冷却后返回油箱。第七溢流阀39限定油液压力，起到安全作用，当油液不需冷却时，二位三通电磁阀40通电，液压油经第二滤器38过滤后直接回油箱。

第九组合元件IX即为吊舱式液压推进器，主要由吊舱23、第一两双向定量泵-马达25、第二两双向定量泵-马达26、第一螺旋桨24以及第二螺旋桨27构成。其特征在于两双向定量泵-马达正对安装于吊舱23两端内部，两螺旋桨安装在吊舱23两端外部，通过传动轴分别与两双向定量泵-马达的输出轴相连。工作时，螺旋桨对转，产生同方向推力，共同驱动船舶。

吊舱定位机构由第一定量泵8、三位四通电磁阀28、第六组合元件VI、第七组合元件VII与第八组合元件VIII、连杆35以及舵杆36构成。其特征在于第一定量泵8从油箱吸油，经三位四通电磁阀28送于第六组合元件VI两侧，打开第一液动单向阀29以及第二液动单向阀30后送于第八组合元件VIII两侧。当第二液压缸37伸长时，第一液压缸34缩回，通过连杆35带动舵杆36逆时针方向回转(从上向下看)；反之，当第二液压缸37缩回时，第一液压缸34伸长，带动舵杆36顺时针方向回转。两液压缸(34、37)的进出油方向由三位四通电磁阀28控制，即三位四通电磁阀28控制吊舱23的回转方向。第六组合元件VI在无回转要求时，锁闭油路，以保证船舶航向；第七组合元件VII起安全作用；当第一截止阀33打开后吊舱23处于任意回转状态。

本发明所述的船舶综合液压推进装置具有如下突出优点：

①在不改变柴油机的转速与转向的情况下就可实现螺旋桨的调速和换向，操纵灵活，采用吊舱式推进结构，液压马达-螺旋桨-舵机实现一体化，整个机组可在水平面下做360度回转，可使船舶在原地转弯，机动性非常高；

②由于系统可以实现无级调速，同时通过油路的切换可以实现单机单桨、单机双桨、双机单桨以及双机双桨等多种工作模式，因此螺旋桨与主机可以获得优良的工况配合特性；

③通过液压马达使两台柴油机的功率同时供给两个螺旋桨，实现大功率汇集，适合大功率船舶要求；

④整个动力装置的重量和尺寸指标都大为改善，同时由于柴油机与螺旋桨之间没有轴系连接，主机可以根据需要安装于机舱任何位置，因此机舱布置非常灵活，所装载货物的重量以及体积将增大，提高运营经济性；

⑤通过溢流阀很好的解决了螺旋桨负载突增或者堵转时的系统过载保护问题，提高了系统安全可靠性，同时，冗余系统的存在使系统的安全可靠性得到进一步加强；

⑥通过轴带发电机取代辅机，使设备的功率重量比进一步得到提高，同时通过轴带发电机能够回收船舶以及螺旋桨在制动等过程中产生的惯性能，提高系统经济性。

附图说明

本发明共有2张附图，其中：

图1为船舶综合液压推进装置；

图2为第十一组合元件XI；

图3为系统惯性能回收示意图。

图中：1为主机(柴油机)，2为发电机，3为第一离合器，4为齿轮，5为第二离合器，6为第三离合器，7为第四离合器，8为第一定量泵，9为第二定量泵，10为第一溢流阀，11为第一滤器，12为蓄能器，13为伺服阀，14为伺服油缸，15为双向变量泵，16第一单向阀，17为第二单向阀，18为启动阀，19为第二溢流阀，20为第三溢流阀，21为液动换向阀，22为第四溢流阀，23为吊舱，24为第一螺旋桨，25第一双向定量泵-马达，26为第二双向定量泵-马达，27为第二螺旋桨，28为三位四通电磁阀，29为第一液动单向阀，30为第二液动单向阀，31为第五溢流阀，32为第六溢流阀，33为第一截止阀，34为第一液压缸，35为连杆，36为舵杆，37为第二液压缸，38为第二滤器，39为第七溢流阀，40为二位三通电磁阀，41为冷却器，42为空气滤清器，43为第三滤器，44为第四滤器，45为温度计，46为压力计，47为截止阀，48为第一电磁换向阀，49为第二电磁换向阀，50为第三电磁换向阀，51为第四电磁换向阀，52为第五电磁换向阀，53为第六电磁换向阀，54为第七电磁换向阀，55为第八电磁换向阀，56为第九电磁换向阀，57为第十电磁换向阀，58为第十一电磁换向阀，59为第十二电磁换向阀，I为第一组合元件，II第二组合元件，III为第三组合元件，IV为第四组合元件，V为第五组合元件，VI第六组合元件，VII为第七组合元件，VIII为第八组合元件，IX为第九组合元件，X为第十组合元件，XI为第十一组合元件。

具体实施方式

根据船舶功率大小以及实际需要，选择或者设计合适的部件1～59，按照附图2、3所示进行组装，合理布置于船舶机舱(图中未显示)合适位置。系统运行时，主机1，第一离合器3，第二离合器5，第三离合器6，第四离合器7，伺服阀13，启动阀18，三位四通电磁阀28，二位三通电磁阀40以及第十一组合元件中的所有电磁换向阀(48～59)由计算机(图中未显示)进行统一协调控制。

在接到启动指令时，打开第三离合器6，主机1处于轻载状态；启动阀18通电，接通双向变量泵15吸排口，当主机1达到设定转速时，合上第三离合器6，带动液压系统工作，此时由于启动阀18通电，主驱动回路处于卸载状态。调节第二组合元件II，使双向变量泵15的斜盘倾角为零即该泵排量为零，此时关闭启动阀18，主驱动回路处于待机状态，系统启动过程完成。

在接到航行指令后，主机1在计算机(图中未显示)的控制下，恒速运转，通过齿轮4驱动发电机2向全船供电；通过第二组合元件II，调节双向变量泵1的排量，使主驱动回路开始工作，直至主机1工作于设计工况下，船舶达到预定航速。在无特殊情况时，第十一组合元件XI中的电磁换向阀(48～59)断电，子系统A驱动第二双向定量泵-马达26带动第二螺旋桨27工作，子系统B驱动第一双向定量泵-马达25带动第一螺旋桨24工作，第一螺旋桨24与第二螺旋桨27产生合力推动船舶运动，船舶处于双机双桨工作模式。控制三位四通电磁阀28的通电与断开来调整吊舱23与船体(图中未显示)的角度，进而控制船舶航向。当三位四通电磁阀28不工作时(阀芯位于中位)，通过油液处理回路对系统中的液压油进行净化以及冷却处理，二位三通电磁阀40的接通与否由油箱的油温确定，当油温高于某一设定值时接通，反之低于某一设定值时断开。

当船舶轻载时，增大双向变量泵15的排量，维持输入轴的扭矩与转速不变，即保证了主机1工作在设计工况下。双向变量泵15排量增大后，螺旋桨转速增大，所发出的推力增大，此时船舶处于轻载高速状态。

当船舶重载时，减小双向变量泵15的排量，维持输入轴的扭矩与转速不变，即保证了主机1工作在设计工况下。双向变量泵15排量减小后，螺旋桨转速降低，所发出的推力减小，此时船舶处于重载低速状态。

当船舶轻载程度比较大，即单一子系统所发出的功率就可以满足船舶要求时，可以停掉某一子系统。如停掉子系统B后，第十一组合元件XI中第三电磁换向阀50，第四电磁换向阀51，第九电磁换向阀56，第十地磁阀57通电，子系统A同时驱动第一螺旋桨24与第二螺旋桨27工作，船舶处于单机双桨工作模式。

当本系统部分元件出现故障时，亦可通过调节第十一组合元件XI中电磁换向阀48～59的开关形式来保证船舶仍然具有一定动力。如子系统A与第一双向定量泵-马达25出现故障时，第十一组合元件XI中第一电磁换向阀48，第二电磁换向阀49，第七电磁换向阀54～第十电磁换向阀57、第十二电磁换向阀59通电，此时子系统B驱动第二双向定量泵-马达26带动第二螺旋桨27旋转，为船舶提供动力，船舶处于单机单桨工作模式。

当船舶接到制动指令后，降低主机1的喷油量同时降低双向变量泵15的排量，由于两者同时降低，主机1的转速仍然可以维持在恒定转速。由于两螺旋桨(24、27)以及船舶所具有的惯性能较大，两螺旋桨(24、27)处于托拽工况下，即第一双向定量泵-马达25以及第二双向定量泵-马达26工作于泵工况下，此时此部分能量将通过双向变量泵15(工作于马达工况下)转换为双向变量泵15输入轴上的扭矩，与主机1输出的扭矩共同驱动发电机2工作，最终将这部分惯性能转换成电能，能量回收过程如附图3所示。当两螺旋桨(24、27)转速降到一定值时，将双向变量泵15排量调为零，通过第四组合元件IV以及第五组合元件V对两螺旋桨(24、27)进行能耗制动，由于船舶惯性较大，当两螺旋桨(24、27)停止转动时，船舶可能仍然处于运动状态，此时可以反向增大双向变量泵15的排量使两螺旋桨产生与运动方向相反的推力，使船舶制动。

在船舶处于紧急情况下进行制动时，越过中间能量回收过程，在降低主机1喷油量同时，调节双向变量泵15排量为零，直接对两螺旋桨(24、27)进行能耗制动，随后反向增大双向变量泵15排量，产生反推力对船舶进行制动。

当船舶有倒车命令时，反向增大双向变量泵15排量，同时增大主机1喷油量，直至达到要求倒车航速。在上述制动以及倒车过程中，主机1转速与转向保持不变。