斜盘连杆式疏水泵组的噪声与振动试验

胡军华，武朝，石兆存

（1.武汉第二船舶设计研究所，武汉 430064；2.华中科技大学机械科学与工程学院，武汉 430074）

以海（淡）水柱塞泵为核心动力元件的海（淡）水液压传动是当前国际流体动力领域的研究前沿。而对于噪声及振动要求严格的场合，低噪声、低振动的柱塞泵的研究显得尤为重要。目前，对液压系统的噪声与振动控制主要针对油压液压系统，而对于水压系统，则主要借用油压系统的控制方法。国内外主要从以下几个方面对于柱塞泵系统的噪声振动进行控制：即结构优化及采用特种材料以减小流体脉动、汽蚀、机械振动等噪声[1―9]；在外部加装消声装置以减小流体脉动[10―13]；采用特殊隔振设备及合理设计隔振系统来降低系统的振动及管路振动[13，14]。

针对疏水泵低振动噪声及高压力大流量的特殊要求，本文对斜盘连杆式柱塞泵的噪声振动特性进行了理论与试验分析。

1 阀口压力脉动分析

研究对象结构简图如图1所示，采用7柱塞阀配流结构。疏水泵主要由底板、缸体、斜盘、曲轴、减速箱、连杆、柱塞、柱塞套、蓄能器组及波纹管组组成。

图1 疏水泵结构简图Fig.1 Scheme of the bilge pump’s structure

根据疏水泵的结构可建立7柱塞疏水泵的AMESIM模型。吸水管路采用1.3 m长的塑料橡胶管，通径86 mm，管厚4 mm，出水管路为6 m长高压钢丝缠绕胶管，通径65 mm，管厚5 mm。疏水泵曲轴转速为180 r/min，3.5 MPa的工作压力下。在AMESIM的Sketch模式环境下，通过调用液压库、机械库和信号库中的元器件模型，构建所需要的系统模型。AMESIM环境下的系统建模采用自上而下的建模方法，用图形符号和自然语言来建立系统的仿真模型。柱塞模型作为转换元件把信号发生器输入的位移和速度信号通过增益放大转换成流量和压力信号，柱塞模型通过吸水阀和压水阀模型不停地吸水和排水，以模拟7柱塞疏水泵的瞬时流量，在出水管路上安装波纹管和蓄能器组模型来吸收压力脉动，系统工作压力由出水口管路上的节流阀控制。

吸水阀和压水阀阀口压力脉动及频率特性曲线如图2及图3所示。

从图2可以看出，出水阀口压力脉动主要集中在6 Hz、12 Hz及21 Hz。图3表明吸水阀口的压力脉动变化较大，其主要为60 Hz的谐振，因为吸水阀吸水过程中，7柱塞吸水阀口可认为是一个开口量忽大忽小的阀门，考虑到进水管路的弹性变形和水的可压缩性，初始时刻，进水管末端（吸水阀口）等效阀门渐闭时，吸水阀口前端的流速变低，而吸水阀口端流体受后面流来未变流速流体的压缩，其压力升高，而后迅速地向上端传播，并产生往复波动而引起压力脉动，其原理与水击现象相同，当阀门渐开时，则压力降低。

2 系统噪声与振动源分析

根据疏水泵组的结构及其工作原理可知，泵组的噪声源主要包括以下几个部分：

1）泵的流量压力脉动引发的振动与噪声

水压柱塞泵不可避免地产生压力脉动，而当压力脉动与管路系统固有频率相近时，则会加剧管路系统噪声。

2）机械振动与噪声

图2 出水阀阀口压力脉动时域图和频域图Fig.2 Time and frequency domain scatter gram of the pressure fluctuation characteristic of the outlet valve’s port

图3 吸水阀阀口压力脉动特性Fig.3 Time and frequency domain scatter gram of the pressure fluctuation characteristic of the inlet valve’s port

由于旋转元件转动时，本身的不完全对称性对支承轴承施加周期性的力而使支承发生振动，从而产生振动噪声，同时，柱塞腔内的压力在吸水和压水过程中产生的压力交替变化，也使得电机的驱动扭矩发生波动，加剧了电机和减速箱及泵曲轴的振动噪声。斜盘连杆机构在运转过程中受到周期变化的液压力矩的作用，也会产生周期性的振动，从而激发机械振动与噪声，其振动频率与泵的转速及柱塞数有关。

3）配流阀撞击噪声

配流阀在吸压水过程中的交换会导致阀芯与阀座发生碰撞，从而产生撞击噪声。

4）减速箱振动与噪声

齿轮传动中，齿与齿周期性啮合碰撞产生的振动与噪声是不可避免的，同时相互啮合的齿轮间存在摩擦激励，其频率为啮合频率的2倍[15]。

已知，减速箱内齿圈齿数为85，太阳轮齿数为29，行星轮齿数为28，电机转速为734 r/min，根据AMESIM仿真结果及上诉分析，可得表1所示的主要振动频率。

3 振动试验

疏水泵试验系统如图4所示，底部采用BE-400型隔振器，侧面隔振器为BE-220型，测试泵机脚及侧面挂架机脚振动加速度。设V1-0-X表示泵机脚的X方向空载下的振动加速度，V1-P-X表示泵机脚额定载荷下X方向的振动加速度，挂架振动加速度表示方式相同。通过试验可得振动加速度曲线如图5—图7所示。

从图5可以看出，泵组从空载状态转换到额定工作状态时，小于25 Hz的低频振动加速度变化不明显，其X和Y方向的振动加速度以17.8 Hz～22.4 Hz的振动为主，而对于频率为25 Hz～100 Hz范围内的振动，63 Hz为中心频率的振动变化明显，特别是Z方向的振动加速度。在额定工作压力下，X和Y方向中，20 Hz中心频率段的振动加速度明显大于Z方向。由于管路轴向与Z轴方向一致，而柱塞运动方向平行于X轴，柱塞压水和吸水的交换频率为21 Hz，为此，结合表1可知，63 Hz的振动主要为管路系统的振动引起，其加剧了泵机脚Z方向的振动，而斜盘连杆运动及柱塞压水和吸水过程中激发的振动则加剧了X与Y方向在21 Hz范围内的振动。另外，中心频率为160 Hz、250 Hz、500 Hz、1 kHz及1.25 kHz额定压力下的振动加速度明显大于空载，而太阳轮与行星轮的啮合频率为264.5 Hz，这表明，250 Hz、500 Hz、1 kHz及1.25 kHz的振动主要为减速箱的振动。

表1 主要振动源频率Tab.1 Frequency of main vibration source

图4 试验台架及测点布置简图Fig.4 Diagram of the test bench and vibration measuring points

图5 泵机脚振动加速度Fig.5 Acceleration of the pump’s machine foot

图6 挂架机脚振动加速度Fig.6 Acceleration of the pylon’s foot

图7 泵机脚及挂架振动加速度对比Fig.7 Acceleration comparison of the pump machine foot and pylon

从挂架的振动加速度来看（图6），挂架的振动加速度低频特性与泵机脚的特性相类似。而影响X、Z方向的振动主要集中于中心频率为250 Hz、500 Hz以及1 kHz的频率段，而Y方向的振动则以中心频率为160 Hz及800 Hz的振动表现地更为明显。

从图7可以看出，减速箱对挂架振动加速度的影响大于泵机脚，而管路系统对泵机脚振动加速度的影响大于挂架。从图7中还可看出，挂架及泵机脚中心频率为160 Hz及500 Hz的振动均较大，其主要为电机及齿轮摩擦所引发的振动。

4 噪声试验

声压级测量过程中，根据试验大纲的要求，测点与被测对象垂直距离为1 m，分别测量电机前端（测点1）与左端（测点2）的A计权噪声（测点布置见图4），不考虑背景噪声的影响。其结果如图8所示。

图8 测点1和测点2的1/3倍频程图Fig.8 Third-octave band curve for the testing points of NO.1’s&No.2’s

从图8中可知，空载工作状态下，噪声声压级主频段主要集中于中心频率为250 Hz的224～282 Hz范围内，其中测点2处中心频率为63 Hz的噪声也较大。在额定工况下，测点1～2的噪声集中在63 Hz、250 Hz、500 Hz和891～1122 Hz之间。以此可知，系统的噪声主要为吸水管路振动及太阳轮与行星轮的啮合振动所激发的噪声为主。

5 结语

对疏水泵组的噪声和振动进行了分析，并对系统的噪声和振动加速度进行了测试，结果可知：影响疏水泵噪声及振动的主要因素为柱塞的进出水口管路系统、电机、减速箱。而配流阀对其振动与噪声的影响不大。当工作压力增大时，其56.2Hz～70.8Hz段内的振动明显加剧了系统的振动与噪声，同时，由于压力脉动所带来的泵曲轴扭矩不平衡使得减速箱轮系的振动及噪声加大，电机的高频振动与噪声也变大。为降低系统的振动与噪声应降低系统曲轴扭矩的不平衡性及管路系统的扰动。

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