王新海，穆 巖，孟凡明

●（1．海軍駐431廠軍事代表室，遼寧葫蘆島 125004；2．海軍駐沈陽地區(qū)艦船配套軍事代表室，沈陽 110168）

液壓系統(tǒng)回油管路的振動分析

王新海1，穆 巖2，孟凡明1

●（1．海軍駐431廠軍事代表室，遼寧葫蘆島 125004；2．海軍駐沈陽地區(qū)艦船配套軍事代表室，沈陽 110168）

分析了船舶液壓系統(tǒng)回油管路振動的發(fā)生原因，對比和分析不同結構系統(tǒng)管路和元件結構對此類振動的影響，分析可知，合理的系統(tǒng)管路布置和閥件的選用、安裝可有效降低振動發(fā)生的概率。

液壓系統(tǒng)；回油管路；壓力調(diào)節(jié)閥；振動；頻率

0 引言

在某些船舶液壓系統(tǒng)中為了使回油管路保持一定的回油壓力，會根據(jù)需要在液壓系統(tǒng)的回油管路中設置一個壓力調(diào)節(jié)閥。一般來說，此類壓力調(diào)節(jié)閥的調(diào)節(jié)壓力都比較低，而要求通過的流量都較大。這一類的系統(tǒng)管路及壓力閥在發(fā)生振動時往往表現(xiàn)為低頻率、高振幅的劇烈振動。此類振動會對系統(tǒng)元器件和用戶的使用壽命造成損害。如果管路是用較長的剛性管路連接，可導致管路固定的馬腳脫落，管路接頭發(fā)生斷裂，從而對整個液壓系統(tǒng)產(chǎn)生較大的危害。本文主要通過直接的分析手段來驗證在此類振動發(fā)生的主要影響因素。

1 振動分析

船舶液壓系統(tǒng)的回油管路組成并不復雜，但管路走向復雜、通油能力強、管網(wǎng)容積較大，以發(fā)生振動的船用液壓回油管路系統(tǒng)為例（原理如圖1所示），其振動的主要發(fā)生在回油管路的壓力調(diào)節(jié)閥附近，表現(xiàn)為頻率約為2Hz～5Hz左右的振動，振幅較大，壓力調(diào)節(jié)閥及附近管路產(chǎn)生幅度明顯的有節(jié)奏抖動。

根據(jù)振動發(fā)生的機理可以基本確定為壓力調(diào)節(jié)閥的固有頻率與液壓系統(tǒng)的振蕩頻率耦合[1]，產(chǎn)生振動。為此需對壓力調(diào)節(jié)閥和系統(tǒng)管路進行具體分析，來確定振動發(fā)生的主要因素。

圖1 船用液壓回油管路系統(tǒng)原理圖

2 壓力調(diào)節(jié)閥的計算分析

系統(tǒng)中選用的壓力調(diào)節(jié)閥為直動式結構，由彈性元件與閥芯構成單自由度的彈性-質(zhì)量系統(tǒng)。

通過理論計算，可得其固有頻率為3.2Hz；通過振動臺進行掃頻測試，其實際固有頻率為3.44Hz（圖2）。這與系統(tǒng)振動發(fā)生時的振動頻率較為接近。

圖2 壓力調(diào)節(jié)閥彈性-質(zhì)量系統(tǒng)掃頻圖

用FLUENT軟件對壓力調(diào)節(jié)閥的內(nèi)流場進行計算機仿真計算后，可知：1）當系統(tǒng)流量突變時，壓力調(diào)節(jié)閥閥口介質(zhì)處于噴射狀，見圖 3；2）在壓力調(diào)節(jié)閥閥芯出口處有負壓區(qū)存在，極限負壓值為-0.5MPa，見圖4。

圖3 壓力調(diào)節(jié)閥流量場仿真

圖4 壓力調(diào)節(jié)閥壓力場仿真

在一般情況下，液壓油中通常溶解有5%左右的空氣，局部負壓可導致溶解于液壓油中空氣的析出，從而導致液壓系統(tǒng)內(nèi)產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象[2]，可使系統(tǒng)或閥件發(fā)生振動。

在實船解決過程中，通過更換壓力調(diào)節(jié)閥不同固有頻率的彈簧，以期避免振動的措施基本無效；而更換了不同內(nèi)部結構的壓力調(diào)節(jié)閥后，振動并無明顯改善。

3 系統(tǒng)管路的分析

除了上述原因以外，來自系統(tǒng)管路內(nèi)空氣及管路走向的影響并不能完全的排除。為了能較為直觀地觀察系統(tǒng)振動的情況，按照原理圖（見圖1）搭建試驗系統(tǒng)，來直接分析和對比振動原因。

在壓力調(diào)節(jié)閥前管路分別設置為直管、S形管、h型和倒T型管。按圖5所示，在h型和倒T型管的頭部設置放氣旋鈕，以保證能釋放管路內(nèi)的空氣。

圖5 壓力調(diào)節(jié)閥前管路形狀

試驗結果表明：用直管和S形管路作為閥前管路時，壓力調(diào)節(jié)閥的工作狀態(tài)正常，無振動發(fā)生；而用h型管和倒T形管路作為閥前管路時，壓力調(diào)節(jié)閥發(fā)生振動。通過h型管和倒T形管路頂部的放氣旋鈕進行放氣后，振動明顯緩解。

在壓力調(diào)節(jié)閥閥腔頂部設置一放氣旋鈕后，重復h型管和倒T形管路試驗，最終試驗情況如下：

1）用h型管試驗時，系統(tǒng)管路和壓力調(diào)節(jié)閥發(fā)生振動。壓力調(diào)節(jié)閥閥前壓力波動頻率約為3.02Hz，壓力振幅在0.05MPa~0.06MPa之間。通過h型管路頂端放氣旋鈕排氣后，壓力調(diào)節(jié)閥閥前壓力波動頻率約為6.3Hz，壓力振幅在0.02MPa~0.03MPa之間。繼續(xù)通過壓力調(diào)節(jié)閥上的放氣旋鈕進行排氣后，壓力調(diào)節(jié)閥和系統(tǒng)管路的振動基本消除。

2）用倒T型管試驗時，系統(tǒng)管路和壓力調(diào)節(jié)閥同樣都發(fā)生振動。壓力調(diào)節(jié)閥閥前壓力波動頻率約為2.8Hz，壓力振幅在0.046MPa~0.062MPa之間。通過倒T型管路頂端放氣旋鈕排氣后，壓力調(diào)節(jié)閥閥前壓力波動頻率約為6.6Hz，壓力振幅在0.02MPa~0.03MPa之間。繼續(xù)通過壓力調(diào)節(jié)閥上的放氣旋鈕進行排氣后，壓力調(diào)節(jié)閥和系統(tǒng)管路的振動基本消除。

4 結論

通過對壓力調(diào)節(jié)閥結構的分析和系統(tǒng)試驗結果可知：船舶液壓系統(tǒng)中振動發(fā)生的很重要原因是系統(tǒng)或液壓元器件中混入了空氣，管路走向?qū)諝獾姆e聚有重要影響。閥件中存在的一些結構設計上的死角也阻礙了空氣的排除，增加了系統(tǒng)發(fā)生振動的概率。從防振角度來說，合理的系統(tǒng)管路布置和閥件的選用、安裝可有效降低振動發(fā)生的概率[3]。比如：平緩安裝管路避免管路急彎產(chǎn)生死角；垂直安裝閥件；增強管路密封；選用底進側出閥件或選用二級壓力調(diào)節(jié)結構壓力調(diào)節(jié)閥等。

[1]張利平. 液壓氣動系統(tǒng)設計手冊[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社, 1997.

[2]朱志堅, 米特哈特, 陳宏偉, 等. 氣泡對液壓系統(tǒng)的危害及防范措施[M]. 液壓與氣動, 2002(1): 36-38.

[3]宋俊, 殷慶文, 等. 液壓系統(tǒng)優(yōu)化[M]. 北京:機械工業(yè)出版社, 1996.

Analysis of Hydraulic System Pipeline Vibration

WANG Xin-hai1, MU Yan2, MENG Fan-ming1
(1. Naval Representative Office stationed Bohai shipyard, Liaoning Huludao 125004, China; 2. Naval ship-support Representative Office stationed Shenyang, Shenyang 110168, China）

This paper analyzes the reasons for the vibration of ship hydraulic system. By comparing and analyzing the influence of different hydraulic systems and hydraulic components on this kind of vibration, it is found out that the reasonable arrangement of pipeline system, appropriate selection and installation of valves can effectively reduce the probability of vibration.

hydraulic system; pipeline; pressure control valve; vibration; frequency

TH137

A

王新海（1980-），男，工程師。主要從事船舶系統(tǒng)的研究。