斜盤(pán)連桿式疏水泵組的噪聲與振動(dòng)試驗(yàn)

胡軍華，武朝，石兆存

（1.武漢第二船舶設(shè)計(jì)研究所，武漢 430064；2.華中科技大學(xué)機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院，武漢 430074）

以海（淡）水柱塞泵為核心動(dòng)力元件的海（淡）水液壓傳動(dòng)是當(dāng)前國(guó)際流體動(dòng)力領(lǐng)域的研究前沿。而對(duì)于噪聲及振動(dòng)要求嚴(yán)格的場(chǎng)合，低噪聲、低振動(dòng)的柱塞泵的研究顯得尤為重要。目前，對(duì)液壓系統(tǒng)的噪聲與振動(dòng)控制主要針對(duì)油壓液壓系統(tǒng)，而對(duì)于水壓系統(tǒng)，則主要借用油壓系統(tǒng)的控制方法。國(guó)內(nèi)外主要從以下幾個(gè)方面對(duì)于柱塞泵系統(tǒng)的噪聲振動(dòng)進(jìn)行控制：即結(jié)構(gòu)優(yōu)化及采用特種材料以減小流體脈動(dòng)、汽蝕、機(jī)械振動(dòng)等噪聲[1―9]；在外部加裝消聲裝置以減小流體脈動(dòng)[10―13]；采用特殊隔振設(shè)備及合理設(shè)計(jì)隔振系統(tǒng)來(lái)降低系統(tǒng)的振動(dòng)及管路振動(dòng)[13，14]。

針對(duì)疏水泵低振動(dòng)噪聲及高壓力大流量的特殊要求，本文對(duì)斜盤(pán)連桿式柱塞泵的噪聲振動(dòng)特性進(jìn)行了理論與試驗(yàn)分析。

1 閥口壓力脈動(dòng)分析

研究對(duì)象結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示，采用7柱塞閥配流結(jié)構(gòu)。疏水泵主要由底板、缸體、斜盤(pán)、曲軸、減速箱、連桿、柱塞、柱塞套、蓄能器組及波紋管組組成。

圖1 疏水泵結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Scheme of the bilge pump’s structure

根據(jù)疏水泵的結(jié)構(gòu)可建立7柱塞疏水泵的AMESIM模型。吸水管路采用1.3 m長(zhǎng)的塑料橡膠管，通徑86 mm，管厚4 mm，出水管路為6 m長(zhǎng)高壓鋼絲纏繞膠管，通徑65 mm，管厚5 mm。疏水泵曲軸轉(zhuǎn)速為180 r/min，3.5 MPa的工作壓力下。在AMESIM的Sketch模式環(huán)境下，通過(guò)調(diào)用液壓庫(kù)、機(jī)械庫(kù)和信號(hào)庫(kù)中的元器件模型，構(gòu)建所需要的系統(tǒng)模型。AMESIM環(huán)境下的系統(tǒng)建模采用自上而下的建模方法，用圖形符號(hào)和自然語(yǔ)言來(lái)建立系統(tǒng)的仿真模型。柱塞模型作為轉(zhuǎn)換元件把信號(hào)發(fā)生器輸入的位移和速度信號(hào)通過(guò)增益放大轉(zhuǎn)換成流量和壓力信號(hào)，柱塞模型通過(guò)吸水閥和壓水閥模型不停地吸水和排水，以模擬7柱塞疏水泵的瞬時(shí)流量，在出水管路上安裝波紋管和蓄能器組模型來(lái)吸收壓力脈動(dòng)，系統(tǒng)工作壓力由出水口管路上的節(jié)流閥控制。

吸水閥和壓水閥閥口壓力脈動(dòng)及頻率特性曲線如圖2及圖3所示。

從圖2可以看出，出水閥口壓力脈動(dòng)主要集中在6 Hz、12 Hz及21 Hz。圖3表明吸水閥口的壓力脈動(dòng)變化較大，其主要為60 Hz的諧振，因?yàn)槲y吸水過(guò)程中，7柱塞吸水閥口可認(rèn)為是一個(gè)開(kāi)口量忽大忽小的閥門(mén)，考慮到進(jìn)水管路的彈性變形和水的可壓縮性，初始時(shí)刻，進(jìn)水管末端（吸水閥口）等效閥門(mén)漸閉時(shí)，吸水閥口前端的流速變低，而吸水閥口端流體受后面流來(lái)未變流速流體的壓縮，其壓力升高，而后迅速地向上端傳播，并產(chǎn)生往復(fù)波動(dòng)而引起壓力脈動(dòng)，其原理與水擊現(xiàn)象相同，當(dāng)閥門(mén)漸開(kāi)時(shí)，則壓力降低。

2 系統(tǒng)噪聲與振動(dòng)源分析

根據(jù)疏水泵組的結(jié)構(gòu)及其工作原理可知，泵組的噪聲源主要包括以下幾個(gè)部分：

1）泵的流量壓力脈動(dòng)引發(fā)的振動(dòng)與噪聲

水壓柱塞泵不可避免地產(chǎn)生壓力脈動(dòng)，而當(dāng)壓力脈動(dòng)與管路系統(tǒng)固有頻率相近時(shí)，則會(huì)加劇管路系統(tǒng)噪聲。

2）機(jī)械振動(dòng)與噪聲

圖2 出水閥閥口壓力脈動(dòng)時(shí)域圖和頻域圖Fig.2 Time and frequency domain scatter gram of the pressure fluctuation characteristic of the outlet valve’s port

圖3 吸水閥閥口壓力脈動(dòng)特性Fig.3 Time and frequency domain scatter gram of the pressure fluctuation characteristic of the inlet valve’s port

由于旋轉(zhuǎn)元件轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，本身的不完全對(duì)稱性對(duì)支承軸承施加周期性的力而使支承發(fā)生振動(dòng)，從而產(chǎn)生振動(dòng)噪聲，同時(shí)，柱塞腔內(nèi)的壓力在吸水和壓水過(guò)程中產(chǎn)生的壓力交替變化，也使得電機(jī)的驅(qū)動(dòng)扭矩發(fā)生波動(dòng)，加劇了電機(jī)和減速箱及泵曲軸的振動(dòng)噪聲。斜盤(pán)連桿機(jī)構(gòu)在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中受到周期變化的液壓力矩的作用，也會(huì)產(chǎn)生周期性的振動(dòng)，從而激發(fā)機(jī)械振動(dòng)與噪聲，其振動(dòng)頻率與泵的轉(zhuǎn)速及柱塞數(shù)有關(guān)。

3）配流閥撞擊噪聲

配流閥在吸壓水過(guò)程中的交換會(huì)導(dǎo)致閥芯與閥座發(fā)生碰撞，從而產(chǎn)生撞擊噪聲。

4）減速箱振動(dòng)與噪聲

齒輪傳動(dòng)中，齒與齒周期性嚙合碰撞產(chǎn)生的振動(dòng)與噪聲是不可避免的，同時(shí)相互嚙合的齒輪間存在摩擦激勵(lì)，其頻率為嚙合頻率的2倍[15]。

已知，減速箱內(nèi)齒圈齒數(shù)為85，太陽(yáng)輪齒數(shù)為29，行星輪齒數(shù)為28，電機(jī)轉(zhuǎn)速為734 r/min，根據(jù)AMESIM仿真結(jié)果及上訴分析，可得表1所示的主要振動(dòng)頻率。

3 振動(dòng)試驗(yàn)

疏水泵試驗(yàn)系統(tǒng)如圖4所示，底部采用BE-400型隔振器，側(cè)面隔振器為BE-220型，測(cè)試泵機(jī)腳及側(cè)面掛架機(jī)腳振動(dòng)加速度。設(shè)V1-0-X表示泵機(jī)腳的X方向空載下的振動(dòng)加速度，V1-P-X表示泵機(jī)腳額定載荷下X方向的振動(dòng)加速度，掛架振動(dòng)加速度表示方式相同。通過(guò)試驗(yàn)可得振動(dòng)加速度曲線如圖5—圖7所示。

從圖5可以看出，泵組從空載狀態(tài)轉(zhuǎn)換到額定工作狀態(tài)時(shí)，小于25 Hz的低頻振動(dòng)加速度變化不明顯，其X和Y方向的振動(dòng)加速度以17.8 Hz～22.4 Hz的振動(dòng)為主，而對(duì)于頻率為25 Hz～100 Hz范圍內(nèi)的振動(dòng)，63 Hz為中心頻率的振動(dòng)變化明顯，特別是Z方向的振動(dòng)加速度。在額定工作壓力下，X和Y方向中，20 Hz中心頻率段的振動(dòng)加速度明顯大于Z方向。由于管路軸向與Z軸方向一致，而柱塞運(yùn)動(dòng)方向平行于X軸，柱塞壓水和吸水的交換頻率為21 Hz，為此，結(jié)合表1可知，63 Hz的振動(dòng)主要為管路系統(tǒng)的振動(dòng)引起，其加劇了泵機(jī)腳Z方向的振動(dòng)，而斜盤(pán)連桿運(yùn)動(dòng)及柱塞壓水和吸水過(guò)程中激發(fā)的振動(dòng)則加劇了X與Y方向在21 Hz范圍內(nèi)的振動(dòng)。另外，中心頻率為160 Hz、250 Hz、500 Hz、1 kHz及1.25 kHz額定壓力下的振動(dòng)加速度明顯大于空載，而太陽(yáng)輪與行星輪的嚙合頻率為264.5 Hz，這表明，250 Hz、500 Hz、1 kHz及1.25 kHz的振動(dòng)主要為減速箱的振動(dòng)。

表1 主要振動(dòng)源頻率Tab.1 Frequency of main vibration source

圖4 試驗(yàn)臺(tái)架及測(cè)點(diǎn)布置簡(jiǎn)圖Fig.4 Diagram of the test bench and vibration measuring points

圖5 泵機(jī)腳振動(dòng)加速度Fig.5 Acceleration of the pump’s machine foot

圖6 掛架機(jī)腳振動(dòng)加速度Fig.6 Acceleration of the pylon’s foot

圖7 泵機(jī)腳及掛架振動(dòng)加速度對(duì)比Fig.7 Acceleration comparison of the pump machine foot and pylon

從掛架的振動(dòng)加速度來(lái)看（圖6），掛架的振動(dòng)加速度低頻特性與泵機(jī)腳的特性相類似。而影響X、Z方向的振動(dòng)主要集中于中心頻率為250 Hz、500 Hz以及1 kHz的頻率段，而Y方向的振動(dòng)則以中心頻率為160 Hz及800 Hz的振動(dòng)表現(xiàn)地更為明顯。

從圖7可以看出，減速箱對(duì)掛架振動(dòng)加速度的影響大于泵機(jī)腳，而管路系統(tǒng)對(duì)泵機(jī)腳振動(dòng)加速度的影響大于掛架。從圖7中還可看出，掛架及泵機(jī)腳中心頻率為160 Hz及500 Hz的振動(dòng)均較大，其主要為電機(jī)及齒輪摩擦所引發(fā)的振動(dòng)。

4 噪聲試驗(yàn)

聲壓級(jí)測(cè)量過(guò)程中，根據(jù)試驗(yàn)大綱的要求，測(cè)點(diǎn)與被測(cè)對(duì)象垂直距離為1 m，分別測(cè)量電機(jī)前端（測(cè)點(diǎn)1）與左端（測(cè)點(diǎn)2）的A計(jì)權(quán)噪聲（測(cè)點(diǎn)布置見(jiàn)圖4），不考慮背景噪聲的影響。其結(jié)果如圖8所示。

圖8 測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)2的1/3倍頻程圖Fig.8 Third-octave band curve for the testing points of NO.1’s&No.2’s

從圖8中可知，空載工作狀態(tài)下，噪聲聲壓級(jí)主頻段主要集中于中心頻率為250 Hz的224～282 Hz范圍內(nèi)，其中測(cè)點(diǎn)2處中心頻率為63 Hz的噪聲也較大。在額定工況下，測(cè)點(diǎn)1～2的噪聲集中在63 Hz、250 Hz、500 Hz和891～1122 Hz之間。以此可知，系統(tǒng)的噪聲主要為吸水管路振動(dòng)及太陽(yáng)輪與行星輪的嚙合振動(dòng)所激發(fā)的噪聲為主。

5 結(jié)語(yǔ)

對(duì)疏水泵組的噪聲和振動(dòng)進(jìn)行了分析，并對(duì)系統(tǒng)的噪聲和振動(dòng)加速度進(jìn)行了測(cè)試，結(jié)果可知：影響疏水泵噪聲及振動(dòng)的主要因素為柱塞的進(jìn)出水口管路系統(tǒng)、電機(jī)、減速箱。而配流閥對(duì)其振動(dòng)與噪聲的影響不大。當(dāng)工作壓力增大時(shí)，其56.2Hz～70.8Hz段內(nèi)的振動(dòng)明顯加劇了系統(tǒng)的振動(dòng)與噪聲，同時(shí)，由于壓力脈動(dòng)所帶來(lái)的泵曲軸扭矩不平衡使得減速箱輪系的振動(dòng)及噪聲加大，電機(jī)的高頻振動(dòng)與噪聲也變大。為降低系統(tǒng)的振動(dòng)與噪聲應(yīng)降低系統(tǒng)曲軸扭矩的不平衡性及管路系統(tǒng)的擾動(dòng)。

[1]Joseph Tran,John Carey.Passivenoisecontrol-an engineering challenge[J].Sound and Vibration,2005,39(8):6-9.

[2]Anedre Palmen.Noise reduction of an axial piston pump by means of structural modification[J].?lhydraulik und Pneumatik,2004,48(4):1-11.

[3]Toru Yamazaki,Eiichi Kojima.Prediction of sound power radiated from oil hydraulic pump using FEM and BEM[J].Acosut.Sci.&Tech.,2003,24(2):103-105.

[4]E.Kojima,H.Iwata,N.Hyodoetc.Modal analysis of the structural vibration of an oil-hydraulic pump[J].Trans.JFPS,1996,27,(2):315-322.

[5]E.Kojima,S.Matsusima,K.Watanabe etc.FEM analysis of structural vibration of an oil-hydraulic pump under real operating conditions[J].Trans.JFPS,1998,29(3):79-86.

[6]黃國(guó)勤，李曉暉，朱玉泉.閥配流式水壓柱塞泵降噪技術(shù)研究[J].噪聲與振動(dòng)控制，2009（1）：157-159.

[7]賀小峰，曾偉，王學(xué)兵，等.水壓柱塞泵噪聲特性的試驗(yàn)研究[J].中國(guó)機(jī)械工程，2008，19（2）：160-163.

[8]Chikhalsouk,M.1;Bhat,R.B.Reduction of noise generating flow pulsations in hydraulic systems driven by swash plate pumps through improved port plate design[J].Canadian Acoustics-Acoustique Canadienne,Sept.2007,35(3):186-187.

[9]Mirko Cudina,Jurij Prezelj.Detection of cavitation in operation of kinetic pumps use of discrete frequency tone in audible spectra[J].Applied Acoustics,2009(70):540-546.

[10]Rebel,J.Activeliquid noise-suppressionsin oil hydraulics,(in German［)Z］.VDI-Z,1977,119:937-943.

[11]Calvert,Thomas E.1,Cullis,Timothy C.Pump fluidborne noisecontrolusing adaptivemagneticbearings[J].American Society of Mechanical Engineers,Design Engineering Division(Publication)DE,1994,75:257-273.

[12]Yokota,Shinichi,Somada,Hisashi,Yamaguchi,Hirotugu.Study on an active accumulator(active control of high-frequencypulsation offlowrateinhydraulic systems)[J].JSME International Journal,Series B,1996,39(1):119-124.

[13]Kondoh,T;Miyano,H;Kawamura,Y.Vibration characteristics and control for sleeve set-on type vertical pump[J].American Society of Mechanical Engineers,Pressure Vessels and Piping Division(Publication)PVP,1998(364):347-353.

[14]羅小輝，胡軍華，朱玉泉.水壓柱塞泵隔振試驗(yàn)分析[J].噪聲與振動(dòng)控制，2008（6）：63-65.

[15]陳佰江，高中庸，李書(shū)平，徐夢(mèng)廓.齒輪嚙合中的摩擦激勵(lì)頻率分析與潤(rùn)滑降噪特性研究[J].潤(rùn)滑與密封，2009(34)，6：66-69.