液壓系統(tǒng)管道振動診斷與調(diào)控研究

童成彪，謝斌斌，劉 寧，嚴(yán) 彬

（1.湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，湖南 長沙 410128；2.湖南省智能農(nóng)機(jī)裝備重點實驗室，湖南 長沙 410128）

液壓系統(tǒng)具有輸出功率大、響應(yīng)速度快、傳動精度高、工作穩(wěn)定性好且能實現(xiàn)無級調(diào)速等優(yōu)點，被廣泛應(yīng)用于農(nóng)業(yè)機(jī)械、工程機(jī)械、航天航空等行業(yè)的工程設(shè)備上，如在農(nóng)業(yè)機(jī)械中的收割機(jī)上常采用液壓系統(tǒng)實現(xiàn)割臺的自動升降。在液壓系統(tǒng)中，管道是介質(zhì)傳輸和能量傳送的重要通道，惡劣的振動環(huán)境使得管路系統(tǒng)中普遍存在著由基礎(chǔ)激勵、壓力脈動等因素引發(fā)的共振問題[1]。管道振動的危害主要有三個表現(xiàn)：一是管道振動不斷增加材料的損壞與疲勞程度，嚴(yán)重縮短管道與附件的使用壽命；二是管道振動容易導(dǎo)致管道焊接處破損，將導(dǎo)致支吊架失效、接管座開裂等，引發(fā)大事故；三是管道振動容易造成密封件損壞和泄漏，嚴(yán)重時會導(dǎo)致系統(tǒng)停止運行[2]。

在對管道減振的研究過程中，主要采用機(jī)械減振和減振器減振[3-4]方法，其中傳統(tǒng)的機(jī)械減振方法主要有蓄能器、更改支撐、更改管路直徑等方法，而減振器常采用動力吸振器。劉彬彬[5]通過設(shè)計一種新型動力吸振器來抑制管道強(qiáng)迫振動及多個倍頻激勵下與管道固有頻率發(fā)生的共振。周笛[6]基于反共振原理，設(shè)計了可調(diào)頻式的管道動力吸振器，可以實現(xiàn)不同頻率下的管道減振。鄧杰[7]使用弧形體撓性接管來衰減管道的振動和噪聲。筆者基于動力吸振的思路，設(shè)計了一種新型動力減振器，并對液壓系統(tǒng)的管道進(jìn)行實驗分析。實驗結(jié)果表明，采用這種減振器能夠獲得良好的管道減振效果。

1 管道振動溯源

1.1 液壓動力源組振動信號獲取與分析

筆者研究的液壓系統(tǒng)動力源組主要由一臺電機(jī)和柱塞泵組成，采用立式安裝，電機(jī)在上方，柱塞泵在下方，中間由聯(lián)軸器相連。電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速為1490 r/min，轉(zhuǎn)頻約為25 Hz。從上至下沿電機(jī)、泵座、泵座面板、油箱面板依次布置四個三向加速度傳感器，傳感器型號為1A314E。通過LMS數(shù)據(jù)采集設(shè)備分別采集四個測點的三向加速度，采樣率為4kHz。測點布置及加速度傳感器方向如圖1所示，加速度傳感器的X方向沿電機(jī)排列方向，Y方向水平布置并垂直于X方向，Z方向垂直于地面向上（如無特別說明，本文中均采用該坐標(biāo)方向）。在空載和帶負(fù)載情況下，分別進(jìn)行兩次獨立測量，空載下測量的代號為run1，帶負(fù)載測量的代號為run2。

由于每個測點三個方向的頻譜圖表現(xiàn)出基本一致的特征，同時空載下的振動較小，因此本文僅列出負(fù)載下2號和3號測點Z方向的加速度幅值譜圖，如圖2、圖3所示。

由圖2和圖3可知，每個測點Z方向上的頻譜圖表現(xiàn)出基本一致的特征，在電機(jī)轉(zhuǎn)頻的7倍頻（175 Hz）處出現(xiàn)峰值，且出現(xiàn)明顯峰值的地方較多，頻譜圖清晰，特別是2號測點在50 Hz處出現(xiàn)了比較大的峰值。

出現(xiàn)峰值的地方均為電機(jī)轉(zhuǎn)頻25 Hz的倍頻，個別位置在50 Hz出現(xiàn)峰值，而在25 Hz、75 Hz處卻沒有明顯的峰值，這屬于比較典型的轉(zhuǎn)子不對中問題[8-9]，對于液壓系統(tǒng)來說，應(yīng)為電機(jī)轉(zhuǎn)軸與液壓泵相連的聯(lián)軸器處出現(xiàn)了對中偏差。由于該成分幅值不突出，故這不是系統(tǒng)振動的主要振源。帶負(fù)載下各測點的加速度幅值譜較為清晰，大多數(shù)均在175 Hz及其倍頻處出現(xiàn)明顯峰值。分析液壓動力系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，發(fā)現(xiàn)柱塞泵由7個柱塞組成，液壓泵主軸每回轉(zhuǎn)一次，就會有7次吸油放油過程，175 Hz正好是25 Hz的7倍。進(jìn)一步結(jié)合柱塞泵的結(jié)構(gòu)特點分析，柱塞泵不能連續(xù)地吸油放油，這就必然引起壓力脈動，而脈動的頻率正好與柱塞個數(shù)相關(guān)。因此，可以判斷激振頻率為175 Hz倍頻的振源是柱塞泵出口壓力脈動。

綜上所述，激振頻率為50 Hz倍頻的振源為聯(lián)軸器不對中；激振頻率為175Hz倍頻的振源為柱塞泵出口壓力脈動。

1.2 噪聲分析

在液壓系統(tǒng)外圍附近安裝一個聲音傳感器，測試帶負(fù)載和空載兩種工況下的聲音信號功率譜圖。其中空載下測量代號為run1，負(fù)載下測量代號為run2。測點布置如圖1所示，各工況下噪聲頻譜如圖4、圖5所示。

由圖4可以看出，在空載時噪聲頻率成分復(fù)雜，除175 Hz倍頻以外還有其它頻率成分?？蛰d時噪聲值較小，背景噪聲相對于液壓系統(tǒng)本身引起的噪聲不可忽略，因此噪聲頻率成分復(fù)雜。

由圖5可以看出，負(fù)載下噪聲已經(jīng)不容忽視，同時噪聲頻率成分相對單一，基本呈現(xiàn)出175 Hz及其倍頻處出現(xiàn)明顯峰值。分析可知負(fù)載時液壓系統(tǒng)振動引起噪聲過大，且引起振動過大的頻率成分與引起噪聲過大的頻率成分一致。

綜上，產(chǎn)生噪聲過大的原因與振動過大的原因相似，均是由液壓柱塞泵出口壓力脈動引起。

2 改進(jìn)方案

2.1 動力吸振器原理

以往常用各種撓性接管來減弱管路機(jī)械振動的傳遞，用蓄能器來衰減管路流體脈動。但撓性接管只能減弱管路機(jī)械振動的傳遞，對管路流體脈動壓力基本上無衰減作用；蓄能器雖能較好的衰減管路流體脈動壓力，尤其在低頻段衰減效果十分明顯，但在中高頻段效果不明顯，管路機(jī)械振動僅略有減?。恍钅芷鬟€有一個很明顯的缺陷，即需不定期地充氣以維持氣囊保持一定的壓力。

本文研究的振源是由壓力脈動引起的，且為中頻175 Hz。如果采用傳統(tǒng)的機(jī)械減振，更改支撐避開共振區(qū)，通過撓性接管更改管道的固有屬性將不會有很明顯的效果，因為這種機(jī)械減振通常適用于振源頻率接近管道固有頻率，一般為幾十赫茲的低頻振動。由于管道自身振動是振動噪聲過大的主要原因，在不改變原有液壓管路結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)之上，可以通過增加一個質(zhì)量彈簧系統(tǒng)——動力吸振器，來吸收管道的振動。

將原液壓系統(tǒng)管道簡化為單自由度強(qiáng)迫振動系統(tǒng)，其微分方程[10-11]為

在主系統(tǒng)上附加一個動力吸振器，其中動力吸振器的質(zhì)量為m，剛度為k，新系統(tǒng)原理如圖6所示。

則系統(tǒng)的振動微分方程變?yōu)?/p>

分析可知，當(dāng)振源的激振頻率恰好等于吸振器的固有頻率時，主振動系統(tǒng)質(zhì)量塊的振幅將變?yōu)榱?，即實現(xiàn)了減振的目的。激振器需要的剛度和質(zhì)量并不大，因此采用動力吸振器來減振是可行的。

2.2 減振方案分析

本文設(shè)計的吸振器主要分為三層，如圖7所示。圖中最里層藍(lán)色部分是液壓管道，中間綠色部分是橡膠墊，外面白色部分是鍍鋅鐵皮。采用螺栓連接將吸振器安裝在管道上，吸振器總質(zhì)量為0.467 kg，沿管道方向鐵皮和橡膠墊的總長度為51.74 mm。由于管道振動基頻較高，因此吸振器質(zhì)量需相對較小。本裝置選用鍍鋅鐵皮作為吸振器的質(zhì)量系統(tǒng)，單位長度鍍鋅鐵皮質(zhì)量為6.258 kg/m。根據(jù)實際情況，僅選用一層橡膠減振墊，橡膠墊的剛度為5.64×105 N/m，單位長度橡膠質(zhì)量為2.768 kg/m。

2.3 吸振器的安裝

選取合適的吸振器，將其安裝在管道內(nèi)流速發(fā)生改變的位置（彎管處、三通管處及管徑發(fā)生變化的地方等）。用萬能膠粘上一圈橡膠墊，并在橡膠墊外面用一圈鐵皮包裹住，如此便形成一個質(zhì)量彈簧系統(tǒng)，安裝效果如圖8所示。

3 改進(jìn)效果驗證

3.1 驗證方法簡介

本次實驗的主要目的是對不同工況下2#管道的減振效果進(jìn)行對比。2#管道的基本形狀如圖9所示。

管道中紅色彎頭部分（黑色圓圈處）為管道振動最大的地方（振源）。由于傳感器粘貼位置的限制，在2#管道管夾上方布置1#和2#兩個測點，另外在重點位置（圖10中3#、4#測點）處布置兩個測點，如圖10(a)所示。實驗測試如圖10(b)所示。

為了將結(jié)果進(jìn)行對比分析，一共測試了四個工況，分別為：未安裝吸振器并且空載條件下測試、未安裝吸振器并且負(fù)載條件下測試、安裝吸振器并且空載條件下測試、安裝吸振器并且負(fù)載條件下測試。

通過現(xiàn)場手觸感測試表明空載條件下的振動非常小，不需特別關(guān)注。因此接下來的對比分析將主要側(cè)重于帶負(fù)載情況下安裝吸振器與未安裝吸振器的區(qū)別。

3.2 頻譜分析

實驗得到2#測點安裝吸振器和未安裝吸振器的振動頻譜，如圖11和圖12所示。

從圖11和圖12可以看出：幅值最大的頻率點的幅值在安裝吸振器之后變小了，348.4 Hz之后的頻率成分幅值得到了很好的衰減，348.4 Hz之前的頻率成分幅值反而出現(xiàn)了放大。分析可知，2#測點附近的吸振器使用的不銹鋼皮長度與設(shè)計值比較接近，但仍有一定的差距。根據(jù)ω2=k/m可知，當(dāng)吸振器的剛度一定時，吸振器的質(zhì)量越小，吸振器自身的固有頻率就越大。這樣，現(xiàn)場使用的吸振器將要衰減的不是175 Hz這個頻率成分，而是比175 Hz更高的頻率成分。這與348.4 Hz之后的頻率成分得到很大衰減而348.4 Hz之前的頻率成分幅值出現(xiàn)放大的情況相吻合。

3.3 時域分析

2#測點安裝吸振器前后加速度時域信號對比如圖13所示。

從圖13中可以看出，安裝吸振器后的加速度幅值出現(xiàn)明顯的衰減，沖擊明顯減小。

4 結(jié)論與展望

由于液壓管道系統(tǒng)壓力脈動引起的振動較為特殊，使得采用傳統(tǒng)的機(jī)械減振等方法無法獲得良好的減振效果。針對該問題，提出了通過增加一個質(zhì)量彈簧系統(tǒng)——動力吸振器來吸收管道振動的方案。該吸振器具有結(jié)構(gòu)簡單、成本較低、易于安裝、不改變原有液壓管路結(jié)構(gòu)的優(yōu)點。實驗結(jié)果表明，筆者設(shè)計的動力吸振器對液壓系統(tǒng)的管道減振可以起到良好的效果。

筆者提出了一種基于動力吸振的方法來抑制管道振動的思路，對解決類似工程問題具有參考意義。用抑制流體壓力脈動的方式調(diào)控液壓管道的振動，是下一步可以進(jìn)行的研究方向。