改進型蓄能器設計與分析

楊志強，彭利坤，宋飛，陳佳

(海軍工程大學動力工程學院，湖北武漢 430000)

0 前言

液壓系統的減振降噪對于提高裝備的安全性有著重要的意義，而壓力沖擊和流量脈動是液壓系統產生振動噪聲的首要原因[1-2]。在液壓管道系統中接入脈動衰減器是一種廣泛使用的抑制壓力沖擊和流量脈動的方法[3-5]。目前脈動衰減器常見的結構有阻尼孔、氣囊、蓄能器等[6-9]，均為被動式消振技術，無法適應工況越來越復雜的液壓系統。磁流變液作為一種比較成熟的技術，越來越多地被用于減振控制方向[10-13]，且它能夠實現半主動控制，在車輛、機械加工等領域實現了應用。但是，目前將磁流變液阻尼器用于液壓系統減振降噪領域還較為少見。阮曉輝[14]研究了磁流變液的力學性能，并根據磁流變液阻尼器的3種工作模式開發出3款磁流變液阻尼器，通過試驗檢驗了不同類型的阻尼器的特點和適用場景。 李斌[15]基于Bingham模型，通過理論推導建立了流動模式和剪切模式下磁流變液阻尼器阻尼力的計算公式。歐陽小平等[16]總結了目前用于液壓系統的脈動衰減器的研究現狀，指出未來脈動衰減器應該具備頻率適應性更寬、主動式性能、通用性更好、更加緊湊的特點。

通過以上分析可知，目前用于液壓系統減振降噪的裝置多為被動式。因此，本文作者提出一種全新的消振裝置，在傳統蓄能器的基礎上融合磁流變液阻尼器和進口可調的阻尼孔，克服傳統的蓄能器結構參數固定的缺點。基于AMESim，在液壓沖擊模式下分析磁流變液控制電流對裝置抑制壓力沖擊的影響，在脈動模式下，分析阻尼孔截面積大小對于裝置吸收壓力脈動的影響。通過該研究，為下一步運用控制算法實現自適應控制奠定基礎。

1 消振裝置工作原理

文中的新型消振裝置是傳統蓄能器在結構上的創新。傳統蓄能器設計成型后，其結構尺寸固定，無法實現自適應消振。目前工程中常用于減振降噪的方法有：阻尼孔、氣囊、磁流變液。文中結合傳統蓄能器的結構特點，將阻尼孔、氣囊、磁流變液3種常用的消振手段集成在一起，開發了一款新型的液壓減振降噪裝置。圖1所示為新設計的液壓消振裝置結構示意。

圖1 改進型蓄能器結構Fig.1 The structure of the modified hydraulic accumulator

如圖1所示，裝置的左側為油液進口端，右側為油液出口端。其工作原理為：油液由左端口進入，中間主油道保障系統的基本流量。左端容腔的液體經過阻尼孔進入大氣囊容腔，引起氣囊產生形變，進而擠壓磁流變液產生阻尼力(夾層中的空間纏繞線圈，通電后產生磁場，通過調節電流的大小可以控制阻尼力)。進入大氣囊容腔的油液通過主管道的小孔流出，進入主油道。傳動齒輪與大齒輪嚙合，大齒輪圓周均布若干個阻尼孔，阻尼孔與軸承定位環的阻尼孔相通。電機驅動傳動齒輪旋轉，大齒輪的轉動導致阻尼孔截面積發生變化，進而實現對系統壓力的調節。

2 結構參數確定

2.1 氣囊參數確定

設大氣囊和小氣囊的初始體積為V10、V20，初始壓力為p10、p20；大、小氣囊任意時刻的體積為V1、V2，任意時刻的壓力為p1、p2。蓄能器吸收壓力沖擊的周期較短，因而吸收瞬時沖擊和流量的過程為絕熱過程[17]，則：

(1)

將氣囊等效成彈簧，則其彈簧剛度為

(2)

其中：Aa為氣囊的橫截面積；k為氣體壓縮系數，一般取k=1.4。

根據公式(2)可知，氣囊等效的彈簧剛度，其大小與氣囊橫截面積Aa、氣體壓縮系數k、氣囊初始壓力p0和初始體積V0有關。

根據文獻[18]可知，蓄能器氣囊預充氣壓力計算公式為

p0=β·p1

(3)

式中：β取值為50%～80%[14]，文中β=65%；p1為系統最小工作壓力，取p1=6 MPa。

根據文獻[19]可知，蓄能器體積計算公式為

(4)

式中：Q為閥門關閉前管內流量，設計數據Q=21 L/min；ρ為工作油液密度，取ρ=900 kg/m3；A為管道通流面積，設計參數A=7.85×10-5m2；L為蓄能器安裝位置管道長度，設計參數L=4 m；p0為蓄能器初始充氣壓力；p2為系統的額定工作壓力，取p2=6 MPa；n為氣體壓縮指數，一般在絕熱過程中取n=1.4。

將上述數據代入公式(3)(4)，可得p0=3.9 MPa，V0=2.2 L。假設2個氣囊的體積比為2∶1，則大氣囊體積V10=1.5 L，小氣囊體積V20=0.7 L。

2.2 磁流變液阻尼器參數確定

磁流變液阻尼器與氣囊可以簡化為典型的減振系統，主要由質量元件、彈性元件和磁流變液阻尼元件組成，其結構簡圖如圖2所示。

圖2 磁流變液阻尼機構等效圖Fig.2 Equivalent diagram of MRFD

根據文獻[15]可知，此模型下磁流變液阻尼器輸出的阻尼力為

(5)

根據公式(5)可知，阻尼系數的計算公式為

(6)

其中：A為活塞有效面積，m2；η為磁流變液黏度系數，Pa·s；l為活塞有效長度，m；D1為活塞導磁筒直徑，m；h為阻尼器流道間隙，m；N為勵磁線圈匝數；I為控制電流，A；μ為鐵芯磁導率，H/m；C0、C1、C2、C3為磁流變液剪切應力系數，取C0=-1.2×103，C1=0.39，C2=-8.4×10-7，C3=2.9×10-13。

消振裝置設計用來抑制液壓系統壓力沖擊和流量脈動，液壓系統穩定工作壓力ps=6 MPa，壓力沖擊幅值Δps=2 MPa。經過強度分析后，暫定磁流變液阻尼器大徑D′=100 mm，小徑d′=30 mm。

經過分析可知，磁流變液阻尼器所受的沖擊力為Fdamper=1.4×104N。小氣囊在軸向的壓縮量即為磁流變液阻尼器的沖程。因此，磁流變液阻尼器沖程計算公式為

lstroke=(V20-V2)/Aa

(7)

小氣囊體積計算公式為

(8)

將數據代入公式(7)(8)可得lstroke=57.4 mm。

經過上述分析可知，磁流變液阻尼器設計選擇標準為

(1)磁流變液阻尼器產生的阻尼力fdamper≥Fdamper；

(2)磁流變液阻尼器的沖程Lstroke≥lstroke。

此次磁流變液阻尼器的設計采用Lord公司生產的MRD-8040系列磁流變液阻尼器，并結合實際需求進行合理改裝。結合MRD-8040系列磁流變液阻尼器的尺寸結構確定其磁流變液阻尼器參數如表1所示。

表1 磁流變液阻尼器參數Tab.1 The parameters of the MRFD

2.3 阻尼孔參數選定

阻尼孔對于液壓沖擊和流量脈動均有抑制作用，其消振裝置中的阻尼孔數量、直徑和長度參數的確定需要經過仿真確定。圖3所示為基于AMESim搭建的阻尼孔仿真模型。中間直徑可調的阻尼孔模擬消振裝置大齒輪因電機驅動而轉動進而產生的阻尼孔截面積的改變。

圖3 阻尼孔仿真模型Fig.3 The simulation model of the damping holes

目前對于液壓消振裝置的評價有很多方法指標[20]，主要的評價指標有：插入損失(LT)、衰減特性(Kp)、脈動衰減率(Ka)和傳遞損失(Ki)。其中插入損失LT計算公式為

(9)

式中：Δp、Δp1分別為同一位置，系統安裝消振裝置前、后壓力沖擊的幅值；插入損失LT單位為dB。

采用控制變量法，經過仿真后將數據代入公式(9)可得阻尼孔的直徑、長度和數量對液壓系統流量脈動抑制效果，如圖4所示。

圖4 阻尼孔直徑(a)、長度(b)和數量(c)對消振性能影響Fig.4 The influence of the diameter (a)，length (b)and number (c)of the damping holes for the ability of the eliminating vibration

通過仿真得知，阻尼孔的直徑越小抑制壓力沖擊的效果越好，但是直徑過小導致阻力過大，會導致壓力的升高，而阻尼孔長度與抑制效果成正比。結合實際情況，考慮到控制響應速度、裝置結構強度，選擇阻尼孔直徑為6 mm，長度為60 mm，數量為8個。

經以上分析，得到裝置參數如表2所示。

表2 仿真參數Tab.2 The simulation parameters

3 裝置仿真分析

圖5所示為基于AMESim搭建的消振裝置模型。進口容腔由元件設計庫中的活塞和限位質量塊搭建模擬，大小氣囊等效為彈簧，磁流變液阻尼器由阻尼器和質量塊構成。

圖5 消振裝置AMESim模型Fig.5 The AMESim model of the vibration-eliminate device

消振裝置設計用于抑制、吸收艦船舵液壓系統的壓力沖擊和流量脈動。表3所示為舵液壓系統參數。

表3 舵液壓系統參數Tab.3 The parameters of the rudder hydraulic system

3.1 壓力沖擊分析

磁流變液阻尼器的設計參考了Lord公司生產的MRD-8040系列磁流變液阻尼器，控制電流的調節范圍為0～3 A。在0～3 A內，裝置對于液壓沖擊的抑制效果如圖6所示。

圖6 控制電流抑制壓力沖擊效果Fig.6 Control current to suppress pressure impact effect

將0～3 A控制電流的數據代入公式(9)，得到裝置的插入損失隨電流變化的曲線，如圖7所示。

圖7 控制電流與裝置插入損失關系Fig.7 Relation between control current and the insertion loss of the device

由圖7可知：在系統工作壓力為6 MPa、壓力沖擊2 MPa時，裝置對于壓力沖擊的抑制效果良好，在磁流變液阻尼器控制電流0～3 A內，其插入損失LT>15 dB。隨著電流逐漸增大，插入損失逐漸趨于平緩。

3.2 流量脈動分析

艦船舵液壓系統實際流量脈動頻率為0～250 Hz。為了減小系統干擾，裝置流量脈動分析采用的AMESim模型如圖8所示。系統的流量脈動采用泵控方式。

圖8 裝置流量脈動測試AMESim模型Fig.8 The AMESim model of device flow pulsation test

圖9所示為60 Hz脈動頻率下，系統加入消振裝置前、后脈動抑制情況。

圖9 60 Hz脈動裝置吸收脈動效果Fig.9 The effect of the device absorbing the pressure pulsation when the frequency is 60 Hz

通過AMESim批運行處理，得到在0～250 Hz內裝置的插入損失曲線，如圖10所示。

圖10 0～250 Hz脈動裝置插入損失Fig.10 The insertion loss of the device when the frequency is 0～250 Hz

由圖10可知：改進后的蓄能器對于頻率大于100 Hz的脈動具有很好的吸收作用，當脈動頻率f>100 Hz時，其插入損失LT>10 dB，且流量脈動頻率越高，裝置吸收效果越好。另外，阻尼孔的面積越小，對于流量脈動的抑制能力也越好。但是阻尼孔太小后會使得阻抗作用過大，導致系統壓力升高。

4 結論

文中針對傳統蓄能器做出了一些改進，根據裝置實際需求，做了合理的設計。最后根據設計參數，基于AMESim對裝置抑制壓力沖擊的能力和吸收流量脈動的能力做了分析。具體結論如下：

(1)在系統工作壓力為6 MPa、壓力沖擊2 MPa的工況下，裝置對于壓力沖擊具有很好的抑制效果，在磁流變液阻尼器控制電流0～3 A內，其插入損失LT>15 dB。當電流逐漸增大時，插入損失逐漸趨于平緩；

(2)改進后的蓄能器對于高頻脈動具有很好的吸收作用，當脈動頻率f>100 Hz時，其插入損失LT>10 dB。流量脈動頻率越高，裝置吸收效果越好；

(3)阻尼孔截面積越小，裝置吸收流量脈動的效果越好。