液壓系統管道振動診斷與調控研究

童成彪，謝斌斌，劉 寧，嚴 彬

（1.湖南農業大學機電工程學院，湖南 長沙 410128；2.湖南省智能農機裝備重點實驗室，湖南 長沙 410128）

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

在對管道減振的研究過程中，主要采用機械減振和減振器減振[3-4]方法，其中傳統的機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]通過設計一種新型動力吸振器來抑制管道強迫振動及多個倍頻激勵下與管道固有頻率發生的共振。周笛[6]基于反共振原理，設計了可調頻式的管道動力吸振器，可以實現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，設計了一種新型動力減振器，并對液壓系統的管道進行實驗分析。實驗結果表明，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動力源組主要由一臺電機和柱塞泵組成，采用立式安裝，電機在上方，柱塞泵在下方，中間由聯軸器相連。電機的額定轉速為1490 r/min，轉頻約為25 Hz。從上至下沿電機、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數據采集設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方向）。在空載和帶負載情況下，分別進行兩次獨立測量，空載下測量的代號為run1，帶負載測量的代號為run2。

由于每個測點三個方向的頻譜圖表現出基本一致的特征，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出基本一致的特征，在電機轉頻的7倍頻（175 Hz）處出現峰值，且出現明顯峰值的地方較多，頻譜圖清晰，特別是2號測點在50 Hz處出現了比較大的峰值。

出現峰值的地方均為電機轉頻25 Hz的倍頻，個別位置在50 Hz出現峰值，而在25 Hz、75 Hz處卻沒有明顯的峰值，這屬于比較典型的轉子不對中問題[8-9]，對于液壓系統來說，應為電機轉軸與液壓泵相連的聯軸器處出現了對中偏差。由于該成分幅值不突出，故這不是系統振動的主要振源。帶負載下各測點的加速度幅值譜較為清晰，大多數均在175 Hz及其倍頻處出現明顯峰值。分析液壓動力系統的結構，發現柱塞泵由7個柱塞組成，液壓泵主軸每回轉一次，就會有7次吸油放油過程，175 Hz正好是25 Hz的7倍。進一步結合柱塞泵的結構特點分析，柱塞泵不能連續地吸油放油，這就必然引起壓力脈動，而脈動的頻率正好與柱塞個數相關。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

在液壓系統外圍附近安裝一個聲音傳感器，測試帶負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雜，除175 Hz倍頻以外還有其它頻率成分。空載時噪聲值較小，背景噪聲相對于液壓系統本身引起的噪聲不可忽略，因此噪聲頻率成分復雜。

由圖5可以看出，負載下噪聲已經不容忽視，同時噪聲頻率成分相對單一，基本呈現出175 Hz及其倍頻處出現明顯峰值。分析可知負載時液壓系統振動引起噪聲過大，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，管路機械振動僅略有減小；蓄能器還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。如果采用傳統的機械減振，更改支撐避開共振區，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構的基礎之上，可以通過增加一個質量彈簧系統——動力吸振器，來吸收管道的振動。

將原液壓系統管道簡化為單自由度強迫振動系統，其微分方程[10-11]為

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

則系統的振動微分方程變為

分析可知，當振源的激振頻率恰好等于吸振器的固有頻率時，主振動系統質量塊的振幅將變為零，即實現了減振的目的。激振器需要的剛度和質量并不大，因此采用動力吸振器來減振是可行的。

2.2 減振方案分析

本文設計的吸振器主要分為三層，如圖7所示。圖中最里層藍色部分是液壓管道，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，因此吸振器質量需相對較小。本裝置選用鍍鋅鐵皮作為吸振器的質量系統，單位長度鍍鋅鐵皮質量為6.258 kg/m。根據實際情況，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，將其安裝在管道內流速發生改變的位置（彎管處、三通管處及管徑發生變化的地方等）。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，如此便形成一個質量彈簧系統，安裝效果如圖8所示。

3 改進效果驗證

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。

為了將結果進行對比分析，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、安裝吸振器并且負載條件下測試。

通過現場手觸感測試表明空載條件下的振動非常小，不需特別關注。因此接下來的對比分析將主要側重于帶負載情況下安裝吸振器與未安裝吸振器的區別。

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計值比較接近，但仍有一定的差距。根據ω2=k/m可知，當吸振器的剛度一定時，吸振器的質量越小，吸振器自身的固有頻率就越大。這樣，現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明顯的衰減，沖擊明顯減小。

4 結論與展望

由于液壓管道系統壓力脈動引起的振動較為特殊，使得采用傳統的機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量彈簧系統——動力吸振器來吸收管道振動的方案。該吸振器具有結構簡單、成本較低、易于安裝、不改變原有液壓管路結構的優點。實驗結果表明，筆者設計的動力吸振器對液壓系統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控液壓管道的振動，是下一步可以進行的研究方向。