液压系统管道振动诊断与调控研究

童成彪，谢斌斌，刘 宁，严 彬

（1.湖南农业大学机电工程学院，湖南 长沙 410128；2.湖南省智能农机装备重点实验室，湖南 长沙 410128）

液压系统具有输出功率大、响应速度快、传动精度高、工作稳定性好且能实现无级调速等优点，被广泛应用于农业机械、工程机械、航天航空等行业的工程设备上，如在农业机械中的收割机上常采用液压系统实现割台的自动升降。在液压系统中，管道是介质传输和能量传送的重要通道，恶劣的振动环境使得管路系统中普遍存在着由基础激励、压力脉动等因素引发的共振问题[1]。管道振动的危害主要有三个表现：一是管道振动不断增加材料的损坏与疲劳程度，严重缩短管道与附件的使用寿命；二是管道振动容易导致管道焊接处破损，将导致支吊架失效、接管座开裂等，引发大事故；三是管道振动容易造成密封件损坏和泄漏，严重时会导致系统停止运行[2]。

在对管道减振的研究过程中，主要采用机械减振和减振器减振[3-4]方法，其中传统的机械减振方法主要有蓄能器、更改支撑、更改管路直径等方法，而减振器常采用动力吸振器。刘彬彬[5]通过设计一种新型动力吸振器来抑制管道强迫振动及多个倍频激励下与管道固有频率发生的共振。周笛[6]基于反共振原理，设计了可调频式的管道动力吸振器，可以实现不同频率下的管道减振。邓杰[7]使用弧形体挠性接管来衰减管道的振动和噪声。笔者基于动力吸振的思路，设计了一种新型动力减振器，并对液压系统的管道进行实验分析。实验结果表明，采用这种减振器能够获得良好的管道减振效果。

1 管道振动溯源

1.1 液压动力源组振动信号获取与分析

笔者研究的液压系统动力源组主要由一台电机和柱塞泵组成，采用立式安装，电机在上方，柱塞泵在下方，中间由联轴器相连。电机的额定转速为1490 r/min，转频约为25 Hz。从上至下沿电机、泵座、泵座面板、油箱面板依次布置四个三向加速度传感器，传感器型号为1A314E。通过LMS数据采集设备分别采集四个测点的三向加速度，采样率为4kHz。测点布置及加速度传感器方向如图1所示，加速度传感器的X方向沿电机排列方向，Y方向水平布置并垂直于X方向，Z方向垂直于地面向上（如无特别说明，本文中均采用该坐标方向）。在空载和带负载情况下，分别进行两次独立测量，空载下测量的代号为run1，带负载测量的代号为run2。

由于每个测点三个方向的频谱图表现出基本一致的特征，同时空载下的振动较小，因此本文仅列出负载下2号和3号测点Z方向的加速度幅值谱图，如图2、图3所示。

由图2和图3可知，每个测点Z方向上的频谱图表现出基本一致的特征，在电机转频的7倍频（175 Hz）处出现峰值，且出现明显峰值的地方较多，频谱图清晰，特别是2号测点在50 Hz处出现了比较大的峰值。

出现峰值的地方均为电机转频25 Hz的倍频，个别位置在50 Hz出现峰值，而在25 Hz、75 Hz处却没有明显的峰值，这属于比较典型的转子不对中问题[8-9]，对于液压系统来说，应为电机转轴与液压泵相连的联轴器处出现了对中偏差。由于该成分幅值不突出，故这不是系统振动的主要振源。带负载下各测点的加速度幅值谱较为清晰，大多数均在175 Hz及其倍频处出现明显峰值。分析液压动力系统的结构，发现柱塞泵由7个柱塞组成，液压泵主轴每回转一次，就会有7次吸油放油过程，175 Hz正好是25 Hz的7倍。进一步结合柱塞泵的结构特点分析，柱塞泵不能连续地吸油放油，这就必然引起压力脉动，而脉动的频率正好与柱塞个数相关。因此，可以判断激振频率为175 Hz倍频的振源是柱塞泵出口压力脉动。

综上所述，激振频率为50 Hz倍频的振源为联轴器不对中；激振频率为175Hz倍频的振源为柱塞泵出口压力脉动。

1.2 噪声分析

在液压系统外围附近安装一个声音传感器，测试带负载和空载两种工况下的声音信号功率谱图。其中空载下测量代号为run1，负载下测量代号为run2。测点布置如图1所示，各工况下噪声频谱如图4、图5所示。

由图4可以看出，在空载时噪声频率成分复杂，除175 Hz倍频以外还有其它频率成分。空载时噪声值较小，背景噪声相对于液压系统本身引起的噪声不可忽略，因此噪声频率成分复杂。

由图5可以看出，负载下噪声已经不容忽视，同时噪声频率成分相对单一，基本呈现出175 Hz及其倍频处出现明显峰值。分析可知负载时液压系统振动引起噪声过大，且引起振动过大的频率成分与引起噪声过大的频率成分一致。

综上，产生噪声过大的原因与振动过大的原因相似，均是由液压柱塞泵出口压力脉动引起。

2 改进方案

2.1 动力吸振器原理

以往常用各种挠性接管来减弱管路机械振动的传递，用蓄能器来衰减管路流体脉动。但挠性接管只能减弱管路机械振动的传递，对管路流体脉动压力基本上无衰减作用；蓄能器虽能较好的衰减管路流体脉动压力，尤其在低频段衰减效果十分明显，但在中高频段效果不明显，管路机械振动仅略有减小；蓄能器还有一个很明显的缺陷，即需不定期地充气以维持气囊保持一定的压力。

本文研究的振源是由压力脉动引起的，且为中频175 Hz。如果采用传统的机械减振，更改支撑避开共振区，通过挠性接管更改管道的固有属性将不会有很明显的效果，因为这种机械减振通常适用于振源频率接近管道固有频率，一般为几十赫兹的低频振动。由于管道自身振动是振动噪声过大的主要原因，在不改变原有液压管路结构的基础之上，可以通过增加一个质量弹簧系统——动力吸振器，来吸收管道的振动。

将原液压系统管道简化为单自由度强迫振动系统，其微分方程[10-11]为

在主系统上附加一个动力吸振器，其中动力吸振器的质量为m，刚度为k，新系统原理如图6所示。

则系统的振动微分方程变为

分析可知，当振源的激振频率恰好等于吸振器的固有频率时，主振动系统质量块的振幅将变为零，即实现了减振的目的。激振器需要的刚度和质量并不大，因此采用动力吸振器来减振是可行的。

2.2 减振方案分析

本文设计的吸振器主要分为三层，如图7所示。图中最里层蓝色部分是液压管道，中间绿色部分是橡胶垫，外面白色部分是镀锌铁皮。采用螺栓连接将吸振器安装在管道上，吸振器总质量为0.467 kg，沿管道方向铁皮和橡胶垫的总长度为51.74 mm。由于管道振动基频较高，因此吸振器质量需相对较小。本装置选用镀锌铁皮作为吸振器的质量系统，单位长度镀锌铁皮质量为6.258 kg/m。根据实际情况，仅选用一层橡胶减振垫，橡胶垫的刚度为5.64×105 N/m，单位长度橡胶质量为2.768 kg/m。

2.3 吸振器的安装

选取合适的吸振器，将其安装在管道内流速发生改变的位置（弯管处、三通管处及管径发生变化的地方等）。用万能胶粘上一圈橡胶垫，并在橡胶垫外面用一圈铁皮包裹住，如此便形成一个质量弹簧系统，安装效果如图8所示。

3 改进效果验证

3.1 验证方法简介

本次实验的主要目的是对不同工况下2#管道的减振效果进行对比。2#管道的基本形状如图9所示。

管道中红色弯头部分（黑色圆圈处）为管道振动最大的地方（振源）。由于传感器粘贴位置的限制，在2#管道管夹上方布置1#和2#两个测点，另外在重点位置（图10中3#、4#测点）处布置两个测点，如图10(a)所示。实验测试如图10(b)所示。

为了将结果进行对比分析，一共测试了四个工况，分别为：未安装吸振器并且空载条件下测试、未安装吸振器并且负载条件下测试、安装吸振器并且空载条件下测试、安装吸振器并且负载条件下测试。

通过现场手触感测试表明空载条件下的振动非常小，不需特别关注。因此接下来的对比分析将主要侧重于带负载情况下安装吸振器与未安装吸振器的区别。

3.2 频谱分析

实验得到2#测点安装吸振器和未安装吸振器的振动频谱，如图11和图12所示。

从图11和图12可以看出：幅值最大的频率点的幅值在安装吸振器之后变小了，348.4 Hz之后的频率成分幅值得到了很好的衰减，348.4 Hz之前的频率成分幅值反而出现了放大。分析可知，2#测点附近的吸振器使用的不锈钢皮长度与设计值比较接近，但仍有一定的差距。根据ω2=k/m可知，当吸振器的刚度一定时，吸振器的质量越小，吸振器自身的固有频率就越大。这样，现场使用的吸振器将要衰减的不是175 Hz这个频率成分，而是比175 Hz更高的频率成分。这与348.4 Hz之后的频率成分得到很大衰减而348.4 Hz之前的频率成分幅值出现放大的情况相吻合。

3.3 时域分析

2#测点安装吸振器前后加速度时域信号对比如图13所示。

从图13中可以看出，安装吸振器后的加速度幅值出现明显的衰减，冲击明显减小。

4 结论与展望

由于液压管道系统压力脉动引起的振动较为特殊，使得采用传统的机械减振等方法无法获得良好的减振效果。针对该问题，提出了通过增加一个质量弹簧系统——动力吸振器来吸收管道振动的方案。该吸振器具有结构简单、成本较低、易于安装、不改变原有液压管路结构的优点。实验结果表明，笔者设计的动力吸振器对液压系统的管道减振可以起到良好的效果。

笔者提出了一种基于动力吸振的方法来抑制管道振动的思路，对解决类似工程问题具有参考意义。用抑制流体压力脉动的方式调控液压管道的振动，是下一步可以进行的研究方向。