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第3章 液压系统的振动


第3章

液压系统的振动、噪声诊断与排除

液压设备在运行时产生的振动、噪声超过了正常状态,表明系统存在异常。振动、噪声 的诊断与排除是液压技术中较复杂的问题。

第 1 节 液压系统的振动与噪声的来源
液压系统的振动噪声分为机械振动噪声和流体振动噪声。 ~ 1.机械振动噪声 机械振动噪声是由于零件之间发生接触

、冲击和振动引起的。例如,液压系统中的电动 机、液压泵和液压马达这些高速回转体,如果转动部分不平衡会产生周期性的不平衡离心 力,引起转轴的弯曲振动,因而产生噪声。 电动机噪声除机械噪声外,还有通风噪声(如冷却风扇声和风声)和电磁噪声(电动机 通电后的电磁噪声和蝉鸣声)。 当电动机和液压泵不同轴以致联轴器偏斜也会引起振动噪声。 齿轮泵工作时,齿轮啮合的频率、齿轮啮合受到圆周方向的强制力引起圆周方向的振 动,而轮齿啮合产生圆周方向的振动使齿面受到动载荷而引起轴向振动(产生径向方向的振 动的同时产生轴向振动),从而产生噪声。 滚动轴承中滚动体在滚道中滚动时产生交变力而引起轴承环固有振动形成的噪声;滚动 体移动引起噪声; 滚动体和滚道之间的弹性接触引起噪声; 滚道中的加工波纹使轴承处于偏 心转动引起噪声;滚动体中进入灰尘或有伤痕或锈蚀时发出噪声。 液压零件频繁接触而引起噪声,电磁铁的吸合产生峰鸣声、换向阀阀心移动时发出冲击 声、溢流阀在泄压时阀心产生高频振动声。 油箱噪声。油箱本身并不发出噪声,但如果液压泵和电动机直接装在油箱上,它们的振 动引起油箱产生共振,会使噪声进一步扩大。 2.流体振动噪声 流体噪声由油液的流速、压力的突然变化及气穴爆炸等引起。在液压系统中,液压泵是 主要噪声源,其噪声量约占整个系统噪声的 75%左右,主要由泵的压力和流量的周期性变 化以及气穴现象引起。 在液压泵吸油和压油循环中, 产生周期性的压力和流量变化形成压力 脉动,引起液压振动,并经出口向整个液压系统传播,液压回路的管道和阀类将液压泵的脉 动液压油压力反射,在回路中产生波动而使液压泵共振,以致重新使回路受到激振,发出噪 声。 从阀里喷出的高压流体,在喷流和周围流体之间产生剪切流、紊流或涡流,由此产生高 频噪声(涡流一般从阀开始,一直遍布到最下边的液流)。 在流动的液体中,由于流速变化引起压力降而产生气泡(即气穴现象),这是因为在油 液中,一般都混入少量的空气,其中一部分溶解在油中,也有一部分在油中成为微小的气 泡;当油液流经管路或元件特别狭窄地方时,速度急剧上升,压力迅速下降,当压力低于工 作温度下油液的气体分离压力时, 溶解予油中舶气体迅速地大量分离出来, 油液中出现大量 气泡;当气泡随液流到达压力较高部分时,气泡被压缩而导致体积较小,此时在气泡内蓄存 了一定的能量,当压力增大到某一数值时,气泡溃灭,产生局部的液压冲击(局部压力可达 几百个大气压),同时产生爆炸性噪声。 在管路内流动的液体常因突然关闭阀门而在管内形成一个很高的压力峰值。 液压冲击不 仅引起巨大的振动和噪声,压力峰值有时还大到足以使液压系统损坏的程度。 3.液压泵和液压马达的振动与噪声 液压泵有多种振动与噪声,其原因与机理差异很失。

如液压泵的运动件磨损,轴向、径向间隙过大,会引起压力与流量的脉动,同时使噪声 增大。液压泵的压力波动也会使阀件产生共振,因而增大噪声。控制阀节流开口小,流速 高,易产生涡流,有时阀心迫击阀座,同样会加大振动。产生这种现象时,可用小规格的控 制阀来替换,或将节流口开大。另外,油的粘度太高,吸油过滤器阻塞或油面过低,引起泵 吸油困难,产生气穴,引起严重的噪声。 在电网中,电网的电压、负载发生变化,本身的压力波动和流量脉动等,均能引发液压 泵的噪声和振动。电网的电压波动会引起液压泵的流量脉动,致使泵的出口及管路压力波 动,这是外因引起的流量与压力波动所产生的流体噪声。要使液压泵的噪声最低,电网容量 要足够大; 在选择液压泵时, 一在保证所需的功率和流量的前提下, 尽量选转速低的液压泵; 也可选用复合泵,提高溢流阀的灵敏度,增设卸荷回路等来降低噪声。 由于因油区的压力冲击,液压泵也可产生流体噪声。 轴向柱塞泵由于油污染吸油不畅,引起滑靴与斜盘干摩擦,发出尖厉的声响。柱塞泵 的柱塞卡死或移动不灵活也会引起振动。 叶片泵转子断裂,叶片卡死,从而引起压力波动及噪声。 , 当油泵中有漏油现象时,齿轮油泵齿形的误差较大会导致振动。 一般情况下,齿轮泵与轴向柱塞泵的噪声比叶片泵大得多。 液压马达的振动与噪声主要有下列几种情形: 轴承及零件部件磨损; 液压马达传动轴与 负载传动轴联接不同轴;轴向柱塞式液压马达因结构原因产生脱缸与撞击。

4.溢流阀的振动与噪声
在各类阀中,溢流阀的噪声最为突出。在大型溢流阀上,症状尤其明显。主要的振动与 噪声原因是阀座损坏,阀心与阀孔配合间隙过大,阀心因内部磨损、卡滞等引起的动作不灵 活造成。溢流阀调压手轮松动也会导致振动。压力曲调压手轮调定后,如松动则压力会产生 变化,并引起噪声,所以压力调定后手轮要用锁紧螺母锁牢。调压弹簧弯曲变形也可能引起 噪声,那是由于弹簧刚度不够,当其振动频率与系统频率接近或相同时,就产生共振,解决 办法是更换弹簧。 阀的不稳定振动会引起压力脉动而造成噪声, 如先导式溢流阀, 在工作中先导阀处于不 稳定高频振动状态时产生的噪声。 溢流阀也可能由于谐振而产生严重的噪声及压力波动。 以 37 下是溢流阀引起振动与噪声的实例。 液压系统如图 3—1 所示。其故障症状:当电液比例阀未通电,H02 与 H03 电磁铁同时通 电,系统出现严重的噪声及压力波动。但 H02 或 H03 一个电磁铁通电时却没有这种现象。 显然,振动与噪声来自溢流阀。由于溢流阀是在液压力和弹簧力的相互作用下进行的,所以 极易激起振动而发生噪声。对于这个系统,双泵输出的压力油经单向阀合流,进而发生流体 冲击与波动,引起流体振荡,从而导致液压泵输出压力不稳定。又由于泵输出的压力油本身 又是脉动的,因此,泵输出的压力油波动加剧,更激起溢流阀振动。两个溢流阀结构相同, 固有频率也相同,便引起溢流阀共振,发出了异常噪声。将溢流阀 HD03 压力调低至 15MPa,症状消失。此时,两溢流阀调出的压力不等,比例阀 H08 未打开,HR03 也不会打 开,两泵输出的压力油分别经各自的溢流阀回油箱,就不至因合流而发生共振了。 5.其他原因造成的振动与噪声及预防 (1)阀类元件引起的振动与噪声 。 (1)油中杂质把阀阻尼孔堵塞,阀中弹簧疲劳或损坏,杂质过多使阀心移动不灵活等都 会引起振动与噪声。 t 2)阀心与阀体配合不好或表面拉毛,使配合间隙过松,内泄漏严重,易产生噪声振动; 过紧的阀心使移动困难,也会产生振动噪声。因此,装配时要掌握合适的间隙,以阀心在阀

孔内可以自由移动但不松、不涩为度。 3)换向阀换向时产生噪声。①快速换向,引起压力冲击,产生波及到管道的机械振动; ②换向阀铁心与衔铁杆吸合端面有污物, 吸合不良; ③换向阀铁心与衔铁杆吸合端面凸凹不 平,吸合不良;④衔铁杆过长或过短。 解决方法:避免或减少快速换向,清洁换向阀铁心与衔铁杆吸合端面,改善端面平整 赛,校正衔铁杆长度。 . 4)电磁铁的振动与噪声,电磁铁因阀心卡滞,电信号断断续续,电磁阎两个电磁铁同 时通电而产生明显的振动与噪声。 5)控制阀的气穴作用会产生流体噪声。解决这类噪声的办法,是提高节流口下游侧的 背压,使其高于空气分离压力的界值,可用多节减压的办法防止气穴现象的发生。 6)控制元件之间连接松动,也能引起噪声和振动。 (2)管道的振动与噪声 各类刚性管道,因安装不牢靠,或过长的管道没有合适的支承 座,会产生明显的振动与噪声,且系统压力越高,问题越严重。由于谐振,管网有时会产生 严重的破坏性剧烈振动。液压泵产生的流量脉动经过管路的作用,形成压力脉动,流体的振 动通过管路还会传至系统。 随着流体动力技术向着高压、 大流量和大功率方向发展, 由动力源产生的流量压力脉动 和由此诱发的管道振动和噪声问题也就越来越突出。 近年来由于管道振动造成的泄漏和爆炸 事件时有发生。 (3)液压系统中混入空气而产生振动与噪声 在大气压下的液压油中一般溶解了 5%~ 6%的空气,而且气体在油液中的溶解度与压力成正比。当油箱中油位过低、吸油管浸入油 中太短, 在吸油口附近形成的旋涡会使空气吸入油泵; 吸油管和回油管在油箱中没有用隔板 隔开或相距太近,回油飞溅、搅成泡沫使空气吸人油泵;回油管没有浸人最低油面以下,回 油冲击在油面与箱壁上,在油面上产生大量气泡,使空气与油一起吸入系统;由于密封不 严、配管接头不严,在系统中低于大气压的部位吸入系统,如油泵的吸油腔、吸油管、压油 管中流速高(压力低)的局部区域,停车以后回油腔的油经回油管返回油箱时形成局部真空 的地方。 为了防止以上现象,应采取以下几种措施:①油箱设计要合理,容积要足够大,可采用 设有隔板的长油箱,分成回油箱和吸油箱。②油箱中的油液要加到规定的高度,一般油面高 度为油箱高度的 0.8 倍。③吸油管一定深入油池 3/5 深度,吸油管的管口应切成 45。角, 以 防止脏物的吸人,距油箱底部的距离要大于 2 倍管径,以便流油畅通。④加油管管口必须浸 入油面之下,以免油液飞溅而混入空气引起噪声和振动。⑤各接头要严格密封,防止泵内短 时吸进空气。 (4)装配、操作与维修不当产生振动与噪声①油泵内零件损坏严重,装配松动或零件 装错,引起油泵噪声过大。解决方法:立即停车,解体检查校正或更换有关零件。②零件的 光滑程度,零件外部的几何形状不规则,或有毛刺,或接合面平整度不合要求等原因,会造 成元件间的密封不良,混入空气,产生空气噪声。如有此种情况只能更换零配件。③如长时 间不开机,在突然开机时产生的噪声和振动。在日常工作中按工作要求则能避免。工作要 求:长时间不开机,在开机时应对液压泵注满清洁的液压油(从回油孔注入),平时最好每 周开机一次。

第 2 节振动与噪声的防治与改进措施
1.改进液压装置的安装方式 (1)正确安装液压泵安装液压泵与电动机时,要注意将同轴度误差控制在 0.02ram 以

内,并采用柔性联轴器。回转部分要做动平衡。如果泵与电动机装在油箱盖上,则泵一电动 机与油箱盖之间应加防振橡胶垫和吸声材料。 如有可能, 应尽量减小泵的吸油高度和吸油过 滤器的密度。 ‘ (2)正确安装管道 ‘ 1)较好的防振措施是在硬管的两端用软管相连。管道应尽量短一些,对长管道要注意 设置足够的隔振支撑点;保证管道有足够的刚性,防止管道共振。 2)管道与泵、阀、中介法兰等位置正确,连接处密封良好,以免吸回油管道中混入空 气产生噪声和振动。 ,3)管道弯曲角度应小于 30。 ,弯头曲率半径应大于管道直径的五倍。 2.改进液压系统的结构 (1)采用低噪声的液压元件老式液压泵噪声大,可用新型液压泵取而代之。柱塞泵与 齿轮泵的振动与噪声比叶片泵要大, 但叶片泵没有柱塞泵那么高的额定压力, 新型叶片泵的 额定压力有很大改进,达 20MPa,用叶片泵取代柱塞泵也是降低振动与噪声的一种途径。 (2)减少液压泵的数量液压泵少了,振源就少了,噪声也就降低了。老式液压系统采 用多个液压泵来调节系统的流量与压力。 新式液压系统采用比例阀调整系统压力和流量, 可 减少液压泵的数量。 (3)在系统中设蓄能器 液压 系统的压力脉动引起的严重的噪声, 可在系统中通过并联蓄能器吸收压 力脉动消除。这种蓄能器容量不大, 但要求惯性小反应灵敏。蓄能器的 固有频率在几十赫兹以内,用于吸 收低频压力脉动比较有效。 某造波机液压系统如图 3—2 所 示,这是一个长管道液压系统。在 调试过程中,系统管道曾产生强烈 的振动与噪声,后来在发出噪声的 回油管道上安装了一个小型蓄能器 (6.3L 以下),显著降低了噪声。这 是由于伺服阀开关回油管路时,阀 后回油管路产生大幅值压力脉动, 其压力变化率 dp/dt 也相当大,由 此引起振动与噪声。在这里装上蓄 能器,可有效吸收压力脉动,从而 减少了振动并降低噪声。 (4)在系统中设消振器和滤波 器对于高频振动与噪声,可通过 设消振器和滤波器予以消除。消振 器有多种型式。图 3—3 是高频压力振动可调消振器。在圆柱壳体 1 内切有螺旋槽,将车有 外螺纹的管子 2 拧人其中。转动管子 2,使其沿壳体轴向移 动。脉动的液体通过管子及壳体左端的侧孔进入消声器。 此两路流体又在壳体面右端以一定的振动相位差汇集起 来,由此抑制振动与噪声。通过旋转管子 2 可调整需要 消振的振动频率。图 3.4 是微穿孑 L 液压消振器。这种消振

器由壳体 1、微穿孔 2 和端盖 3 组成。微穿孔管与管后的 容腔组成微穿孔吸声结构。孔的加工可按图 3—4a 或 b 的 形式进行。容腔的大小可控制峰值频率的高低。 液压滤波器是设在管路中的液容、液感、液阻单元或 它们的组合,用来衰减脉动幅值,常将其串联、并联或串 并联于液压系统中。滤波器的基本形式如图 3—5 所示。 在实际工作中,采用消振器和滤波器消除振动与噪 声是一种简单有效的办法。

3.油液的正确选择及使用 (1)油液的选择如选用粘度过高的油液,液压泵吸入阻力会增加,易出现噪声。因此 要求选择粘度适中、又有良好的消泡性的油液,这样做虽然一次投资较大,但其使用 寿命 长,对液压泵及控制元件损害小,从总的经济效益上看,要比廉价的劣质油好。鉴于抗 磨液 压油的凝点通常为一 25℃,在环境温度不低于一 15℃的地区,建议采用抗磨液压油。 (2)防止油液的污染污染到了一定程度会使油箱内滤网堵塞, 从而使油泵吸油困难, 回油不畅, 从而产生噪声和振动。 油液的污染还能使控制元件的阀心卡阻或阻尼孔堵塞, 也 会引起噪声。其解决方法:定期清洗油箱,注入油液时使用过滤器或用滤网做成双层漏 斗, 将油液注入油箱,在油箱内吸油区与回油区之问用滤网隔开;下部要装有隔板,使回油 区的 油液中经沉淀后的杂质留在回油区不能再流向吸油区。 4.防止液压冲击
(1)对阀口突然关闭产生的压力冲击的防止对于阀口突然关闭产生的压力冲击,可采 取下列措施解决: 1)减慢换向阀的关闭速度,即增大换向时间£。若使执行器制动换向时间 t>0.2s,冲 击压力就可大大降低,在液压系统中可采用换向时间可调的换向阀; 一 , 2)增大管径,减小流速 uo,从而可减小△口, .以减小冲击压力 Ap,一般将管道流速限 制在 4.5m/s 以下; . 3)缩短管长,避免不必要的弯曲,或采用软管也行之有效; : 4)在滑阀完全关闭前,减慢液体的流速。 (2)对运动部件突然被制动、减速或停止时,产生的液压冲击的防止运动部件突然被 制动、减速或停止时,产生的液压冲击的预防措施(如液压缸): 1)在液压缸的人口及出口处设置反应快、灵敏度高的小型安全阀(直动型),其调整压 力在中、低压系统中,为最高工作压力的 105%~115%;在高压系统中,为最高工作压力 的 125%。这样可以防止冲击压力不会超过上述调节值。 、 2)在液压缸的行程终点采用减速阀,由于缓慢关闭油路而缓和了液压冲击。 . 3)限制运动部件的速度。运动部件的速度一般不超过 lOm/min。 4)在液压缸端部设置缓冲装置(如单向节流阀),以控制液压缸端部的排油速度,使液 压缸运动到缸端停止时,平稳无冲击。 ’ 5)在液压缸回油控制油路中,设置平衡阀和背压阀,以控制快速下降或水平运动的前 冲冲击,并适当调高背压压力。 . 。 6)采用橡胶软管吸收液压冲击能量,在易产生液压冲击的管路位置,设置蓄能器吸收

冲击压力。 7)采用带阻尼的液动换向阀,并调大阻尼,即关小两端的单向节流阀。 8)可适当降低润滑压力。 9)液压缸缸体孔配合间隙(间隙密封时)过大或者密封损坏,而工作压力又调得很大 时,易产生冲击,采取的办法是更换活塞或活塞密封件并适当降低工作压力。

第 3 节 液压系统的谐振与对策
液压控制系统因谐振而产生的啸叫、噪声对控制系统带来的多种危害使许多工程技术人

员为之犯难。 1.液压控制系统常见的谐振与危害
. 1)谐振频率和振幅比较稳定,振幅小,使系统输出曲线产生毛刺或呈锯齿状。外在表 现是:系统执行器或其他主要环节出现颤振,手摸上去有麻手的感觉。这种谐振的存在使 分辨率降低,灵敏度下降,系统精度降低,而且对系统的稳定性和动态性能也有一定的影 响。 + 2)谐振来得突然,振幅由小渐大,以致整个系统发生振荡,使系统无法工作甚至破坏。 3)谐振来得突然,振幅较大,然后振幅逐渐由大变小慢慢消失。 以匕 3 种情况最为常见的是第一种。

2.液压控制系统谐振产生的分析与对策
(1)小振幅、谐振频率比较稳定的谐振首先分析判断谐振是由系统本身引起还是由外 部环境引起的。分析办法是:①若系统一起动工作谐振就随之而来,系统关闭谐振就停止, 系统再起动谐振又随之而来,谐振贯穿于液压系统工作的全过程,且振幅频率没有什么变 化。检查系统工作环境周围若没有大功率电动机、变压器或其他电器等产圭 L Et!气干扰的 干扰 源,这种情况的谐振多是系统本身引起的。②若系统谐振时有、时无,与液压系统的起、停 无关,这种情况可能是系统外部干扰而引起的谐振。 1)系统本身引起的谐振:一种可能是液压环节引起,另一种可能是电气控制环节引起。 为此,首先要判断是哪一种情况引起的谐振。方法是:检测电液伺服阀的供油压力,查看压 力表指针是否有抖动; 或用灵敏度较高的压力传感器经放大后接示波器, 看示波器输出曲线 是否平滑。若压力表指针无抖动,示波器显示压力输出曲线平滑,则证明液压环节没问题, 谐振可能是电气环节引起。反之,若示波器显示压力输出曲线有“毛刺” ,经将“毛刺”拉 平放大后测量其振幅、频率稳定,则说明液压环节有谐振。 对于电气环节的谐振, 可将指令信号从输人口断开, 将液压源停止工作或将伺服阀进油 IZl 关闭,然后用示波器检查电液伺服阀力矩马达线圈有没有谐振电流,在示波器显示屏上 将 其放大后,测出其波形、幅值及频率,以便具体分析。一般在正常情况下,力矩马达线圈电 流应该为零, 在显示器上显示为一条平直而光滑的横直线。 若测试结果确实为一条平直而光 滑的横直线,则说明系统电气部分没问题,谐振也可能是指令信号本身带进来的,可用精密 示波器检查指令信号本身有无问题。 若电液伺服阀力矩马达线圈有谐波电流, 且其谐波电流 的频率、波形和系统输出的谐振相同,则说明系统的谐振是由电气环节引起的,就需要仔细 查找电气部分各环节有无问题。 查找方法可以从中间断开然后分段检查, 若某段有谐波存在 且所测得的频率和波形与系统谐波相同, 则说明系统谐波根源就在这一段, 再检查这一段的 各个环节,查出问题出在哪个环节,再进行分析,想办法清除之。 一般来说,各放大环节本身问题并不太大,问题多出在给放大器供电的恒压电源上,或 是其他环节的恒流源上。若是这种情况,用性能好的器件(经检测)更换即可。也可能出现

这种情况,单个环节检查都没问题,但各个环节连接在一起就产生了谐振(或自激振荡), 这主要是电气元件位置布局不合理造成的。 解决办法是将各电气元件位置重新布置, 以避免 产牛谐振。 液压环节谐振的解决办法是首先检测出电液伺服阀的供油压力的谐波频率和波形幅值 (当量值),并注意记录,然后再直接测试液压泵出口压力,检测其压力脉动的频率和波形及 幅值(或流量脉动的波形、频率和压力与幅值)。若此时测得的结果与前面给电液伺服阀的 供油压力的谐波频率、波形及当量幅值相同,这说明谐振是由液压泵引起的,也说明其中间 液压元件没有起到减小压力脉动的作用, 应酌情更换。 因液压泵的流量压力脉动引起了系统 的谐振,则说明此液压泵的脉动太大。解决办法一是更换成脉动率小的液压泵,如双作用叶 片泵或螺杆泵;二是对现有液压泵进行检修,并检查溢流阀的工作情况是否正常等;三是将 液压环节各元件和油管(尤其是金属油管)进行紧固,提高液压传输环节的固有频率,减小 因液压泵流量压力脉动或工作流量和压力变化而引起的同谐共振。 2)系统外部干扰引起的谐振:首先要检测出系统的实际谐振频率数,再去检测系统附 近可能引起电磁干扰的其他电气设备的频率数。 若二者频率数相同, 且此电气设备关闭时液 压系统的谐振就自行消失, 此电气设备开机工作时液压系统的谐振就同时产生, 那么就可以 确定此电气设备就是引起液压系统谐振的干扰源。 排除办法一是当液压系统工作时让此电器 设备关闭,二是让二者远离,避免干扰。最好的办法是将系统电气部分屏蔽保护,避免干 扰。 (2)突然而来的谐振不论其振幅是由小渐大,或是由大渐小,查找谐振源的办法是一 样的。首先要判断是由外部干扰引起还是由系统本身引起。 对于外部干扰引起的谐振, 先查找系统工作环境附近有无大功率设备的频繁起动, 有无 高压设备仪器的常开常闭, 分析强电磁场激磁谐振的情况, 采取加屏蔽和远离等方式避免其 干扰。 对于系统自身突然引起的谐振,原因可能是由于阀门突然关闭或液压缸(或液压马达) 的快速制动而引起。若系统内的压力振荡频率和液压回路固有频率相同,就会产生谐波振 荡。这种压力冲击来得突然,时间很短,但由于液体瞬时压力峰值会比正常工作压力高几 倍,所以它会破坏密封装置,使液压元件和液压管道损坏,另外还会因振荡而产生很高的噪 声。有时,液压冲击会使一些液压件如压力继电器、顺序阀产生误动作,影响系统正常工 作。由于以上原因,所以必须设法减小液压冲击。

第 4 节飞机液压能源系统管路振动分析
现代飞机液压系统大多采用变量柱塞泵,脉动式的流量输出是其固有特性,由此产生的 压力脉动常使能源管路系统遭到严重破坏,危害乘员的生命安全,影响飞行任务的正常完 成。 飞机液压能源系统的管路振动问题, 多年来一直困扰着飞机液压系统设计师和事故分析 人员。随着飞机液压系统的高压化,这一问题更加突出。

飞机液压能源系统的振动
飞机液压系统的能源部分由液压泵、滤油器及其之间的管路组成。产生振动的根源,主 要是液压泵的旋转运动和往复吸排油过程, 以及管路中流体的谐振。 主发动机通过附件机匣 给液压泵提供动力,在正常的加工和使用条件下,液压泵的主轴、轴承和缸体等转动部件能 够长期处于良好的工作状态,力学性能平稳,振动较小。在柱塞往复运动完成吸排油的过程 中,可能产生的气穴、气蚀等问题,可以采用增压油箱和泵内流道的合理设计等手段加以解 决。柱塞孔腔与配流盘低压腔接通吸油时,柱塞处于下死点,柱塞腔容积很小,加之三角槽 等均压结构,两腔压力很快平衡,微弱的流量脉动可以忽略;柱塞孔腔与配流盘高压腔接通 排油时,尽管采取了三角槽、阻尼孔和预压缩等措施,但是高压腔压力仍然高于柱塞孔腔压

力,在两腔接通的过程中,还会出现流量倒灌现象,且流量脉动很大,使液压泵成为流体振 动的根源。液压泵产生的流量脉动经过管路的作用,形成压力脉动,流体的振动通过管路传 至系统。 管路振动的情况比较复杂, 液压泵脉动式的流量输出使流体管路和固体管道产生强迫振 动。流体管路本身的分布参数特性,使之在管道结构满足谐振条件时,发生自激谐振。液压 泵的脉动频率与流体的谐振频率接近时, 振动会进一步加强。 如果固体管道的固有频率与流 体的谐振频率相接近,或者与液压泵的脉动频率相接近,则产生流固耦合共振。机械结构在 其固有频率附近的强烈振动,常常导致结构破坏和事故的发生。

3.支承结构的慢变参数特性
将管路系统各个关键频率基本错开, 可保证液压系统长期稳定可靠的工作。 可是能源管 路系统的故障仍然时有发生, 其中大部分故障原因是管道的固有频率与液压泵的脉动频率发 生耦合共振。除管路断裂、固定结构撕裂等最终破坏形式之外,与管道接触的管夹表面存在 明显的磨损, 但是管夹并没有达到疲劳失效的程度。 管道通过管夹的卡接固定在飞机主体结 构上,这种管夹与管道的卡接关系是结构接触问 题。这类接触问题的主要特点,一是接触面积不断 变化,外力与由外力引起的位移之间的关系是非线 性的;二是接触区内的应力相当高;三是结构参数 具有慢变特性。所谓慢变参数,是指参数与方程的 周期相比变化很慢,即在短时间内分析时,参数可 视为常数,而在长时间内分析时,则要考虑参数的 显著变化,如图 3-6 所示由管道和管夹组成的接触 结构,管夹固定在机体结构上,管夹与管道之间具 有相互作用预紧力和一定的摩擦系数,将管道视为单位质量的受力体, 构弹性变形力和周期性强迫激振力的作用。 在飞机装备使用的最初阶段,接触结构在初始预紧力的作用下,接触区没有相对位移, 管道支承情况处于比较理想的固支状态, 由液压泵引起的管路中的压力的脉动始终激励管道 强迫振动。随着飞行时间的增长,接触结构逐渐磨损,甚至松动,接触区产生微小相对位 移,但是并没有造成直接的破坏,而是使式(3.4)中的 K 和 N 减少,即结构变形弹性力和 管夹预紧力减少。这意味着管道的支承结构刚度下降,管道的支承已经不是固支状态,式 (3—3)中的 A1 减少,进而使厂 l 降低。当,1 降低到接近式(3—1)中的厂 D 时,发生流固 耦合振动。K、N、A1 和厂 l 都是慢变参数,这种管道支承结构刚度逐渐下降的慢变参数特 性,是造成飞机液压能源管路及相关固定结构破坏失效的真正原因。

4.一种流固耦合振动分析的工程化方法
将理论分析和实验测试有机结合起来进行飞机液压系统的设计与分析,是一种实用的工 程化方法。 液压能源管路系统是飞机液压系统中最薄弱的环节, 设计与分析时可以采取如下 步骤: 1)按照飞机总体设计要求和液压系统设计规范选择具有所需性能的材料,进行管路布 局。 2)根据式(3—1)、式(3—2)计算液压泵的脉动频率和流体管路的分布参数特性。 3)由实验测试支承结构对管道最低阶固有频率的影响。根据式(3—3)计算理想固支条 件下管道的最低阶固有频率,通过模拟磨损过程,获得随预紧力变化的试验曲线。根据 材料强度确定预紧力的大小,同时预测管路系统的维修寿命。在材料处理上,应注意管夹与 管道具有相同的表面硬度,这是减少接触结构磨损的有力保证。

4)分析关键频率范围,调整有关参数,使关键频率基本错开。 5)与其他部件进行飞机地面模拟器和试验机上的全面测试,液压系统设计定型。

第 5 节 液压自动辊缝控制压力脉动与噪声的消除
1.压力脉动及噪声的产生
冶金系统中的热连轧、冷轧等轧机上所使用的液压自动辊缝控制(AGC)系统,液压缸 的响应频率一般为 10~25Hz,液压缸的行程一般为 20~50ram。也有采用长行程液压缸的, 但一般都不超过 200mm。系统采用恒压变量泵.溢流阀的恒压油源,溢流阀的设定压力为 20 ~30MPa 不等,液压缸直径从 500 1500mm 不等。系统各段之间管路不同,各段管路的流 速一般为 16m/s 以下。 当给电液伺服阀输入信号电流时, 伺服阀的滑阀位移与信号电流成比例变化, 如输入信 号为正弦信号电流,,贝 gNNN 口以与正弦信号相同的频率开闭。在伺服阀开闭过程中,伺服 阀前和伺服阀后油管内压力发生变化。 伺服阀关闭压力油路时, 管内油液的动能转化成压力 能,使紧靠近伺服阀前油管内压力升高;伺服阀开启压力油路时,若液压缸空载,则紧靠近 伺服阀前油管内压力下降 c.伺服阀关闭回油油路时,由于油液流动的惯性,使紧靠近伺服 阀 前油管内压力下降;伺服阀开启回油油路时,紧靠近伺服阀前油管内压力升高。同理,在液 压管路内,由于在轧制过程中,液压缸的频繁动作,伺服阀也同样是频繁启闭,管路内压力 频繁变化, 且一个波段紧接着一个波段地频繁发生, 即伺服阀前后的压力变化以压力波形式 沿着管路传播。 在现场,一般液压缸与伺服阀组都是安装在轧机上的,距油源都在 60~80m 之间,而 压力波的传播速度为 13(Dm/s,这样计算,当伺服阀的响应频率为 1Hz 时,伺服阀阀口 ls 内开闭一次,如不考虑能量损失,1s 内压力沿 AGC 管道传播十几次,可油液的黏性和管道 的变径都会引起能量损失,这种压力波会随着液体流动逐渐消失。但由于在轧制过程中,液 压 AGC 是对板带进行厚度控制的,只要板带厚度出现偏差,检测反馈信号会立即传递给伺 服阀,伺服阀也会立即调整阀的开‘VI 及启闭方向,以便调节液压缸的压下量。所以在系 统管 道中, 同时存在着多个人射波和反射波, 即管道上任何一点压力都是多个人射波和反射波叠 加而成的合成波。在管道中,有些位置波的幅值不大,但在有些位置幅值又很大,从而产生 了相当大的压力脉动, 且大幅值的压力脉动一旦作用在管道上会引起剧烈的机械振动, 并通 过空气传播,而产生剧烈的噪声。

消除压力脉动和噪声的措施
液压 AGC 系统的振动与噪声是一个相当大的问题。消除系统的振动与噪声,在设计和 实践中通常采用下面几种方法。 (1)尽量缩短伺服阀与液压缸之间的距离 为了消除管道的振动与噪声,在液压 AGC 系统使用时,如现场条件允许,可把伺服阀直接安装在液压缸上。据有关资料介绍,当配管 长度从 6m 缩短到 3m,压下系统的响应频率可从 10Hz 提高到 15Hz,而且减少 j’由于管道 缩扩而产生的压力脉动与压力冲击,从而降低了管道振动与噪声。 (2)蓄能器的使用 在伺服阀的阀前与阀后安装不同规格尺寸的蓄能器,并据安装位置 不同对蓄能器充以不同的压力。 实践证明蓄能器安装在回油管路的支管上, 能使振动和噪声 明显降低。这是因为伺服阀开关回油管路时,伺服阀后回油管路产生大幅值的压力脉动,其 压力脉动与回油管路中压力平均值很大,更重要的是这种大幅值的压力脉动的压力变化率 dp/dt 也相当大,因而与压力管路相同,在回油管路上也发出较强的振动与噪声。在发出 噪

声与振动的回油管路支管上安装蓄能器,能有效地吸收压力脉动。同理,在伺服阀的阀前、 后安装不同规格尺寸的蓄能器,都能使振动和噪声明显降低。 (3)过滤器通流能力的选择设计中为了保证伺服阀的使用性能和满足对油液清洁度的 要求,在液压 AGC 系统中,伺服阀前与系统的回油管路上都选择了不同规格的过滤器。然 而,由于伺服阀前和回油管路上所产生的大幅值的压力脉动,当通过过滤器时,如果过滤器 的通流能力有限,同样也会在过滤器内产生大幅值的压力脉动与噪声。所以,在液压 AGC 系统中, 伺服阀前过滤器的通流能力应大于泵最大流量的 2 倍。 在回油管路上过滤器的通流 能力应大于回油管路最大流量的 2 倍。 这样才能减少由于过滤器而造成的压力变化引起的压 力冲击。 (4)降低液压 AGC 系统的压力脉动 吸收系统压力脉动的有效方法之一,是在管道中 设滤波装置。增加管道体积,其原理与蓄能器一样,当管路的流量超过平均流量时,液体被 压缩,滤波装置储存多余液体;当低于平均流量时,多余的液体被放出。这样就靠增加管道 体积来吸收由流量脉动而引起的压力脉动。目前用来增加管道体积的滤波装置除蓄能器外, 还有各种滤波器以及利用干涉原理设计的 Ouineck 管等。 然而, 实践中使用最多的是它们的 组合形式。实践证明,液压 AGC 系统中,在伺服阀进出口较近的位置上安装 Ouineck 管与 蓄能器一起使用,能够得到很好的吸收压力脉动和噪声的效果。

(5)在液压 AGC 系统的管路上加上脉动阻尼器
根据膨胀容腔消声器原理设计的脉动阻尼器如图 3— 7 所示。这种脉动阻尼器都是串联在液压管路中的, 当具有较大的压力脉动的液体流经其不同直径的管道 与容腔时,导管中的液体质量就构成液感(声感), 而其充满可压缩液体的容腔就构成液容(声容),可 见如同电路中 LC 滤波一样,只要阻尼器当中的液感和液容匹配得好,在液压管路中就能很 好地起到滤波消声作用。 (6)对液压 AGC 的管路采取隔振措施 在液压 AC-C 系统进出油管与管夹之间加入减 振橡胶垫,可用来缓解管路振动,橡胶垫还经常被采用在液压缸与伺服阀之间、泵出口与 管路系统之间,以及压力脉动比较大的管道之间;用软管连接,也可以起到减振的目 的。

第 6 节液压自动棒料送料器振动原因分析
液压棒料送料器的振动
数控车床安装液压棒料送料器后可以极大地提高小轴类、 套类和小盘件类零件的车削加 工效率及棒料的利用率。但这种装置的结构比较复杂,在安装使用一段时问后,由于各种因 素的影响,送料器工作时会产生振动,这种振动有时甚至非常严重。振动的发生不但限制了 车床主轴的最高转速,达不到工艺要求的车削速度,影响工件的加工精度和表面质量,而且 还会对送料器内部的重要构件,如导向管、活塞和送料推杆等造成损坏,振动严重时甚至使 数控车床不能正常工作。

2.送料器产生振动的原因及解决措施
液压棒料送料器根据不同型号可以有一管式至六管式结构。 在每根送料导向管的后部有 如图 3—8 所示的棒料送进装置,由推杆、活塞和专用液压阀组成,推杆前端有棒料尾端定 心 锥。 送料器工作时, 棒料夹持在数控车床的弹簧卡头和推杆的定心锥之问, 在车床主轴的带 动下旋转, 同时活塞和推杆之问的专用液压阀释放出受控的液压油, 在棒料和导向管之间形

成均匀分布的油膜, 棒料旋转运动产生的液压动力对棒料起支撑作用, 同时均匀油膜的存在 还避免了棒料和导向管间的摩擦。 为了使送料器在棒料旋转时处于良好的工作状态, 对棒料 的备料有以下要求: 1)为使定心锥对棒料在旋转时有良好的定心作用,棒料的尾部应按图 3-9 所示的要求 进行预加工,即保证棒料尾锥面的锥角与定心锥的锥角相同及棒料锥面与棒料轴线的同轴 度。预加工后的棒料与定心锥的结合情况如图 3—8 右部所示。相反,没有进行预加工的棒 料的尾部与定心锥的结合情况如图 3—10 所示。 显然, 这时定心锥对棒料的尾部没有确定的 定 心作用。其位置随上料时的情况而变化,导致在棒料旋转时将产生不稳定的运动,引起棒料 和导向管之间的油膜不均匀, 使油膜局部破裂。 这不但使棒料旋转时产生的液动力失去对棒 料的均匀支撑作用,还会使棒料和导向管的内壁产生严重的摩擦,从而引起振动,而且棒料 尾部还会对定心锥面产生破坏。 2)棒料的直线度必须满足≤O.5mm/m。该项要求的目的是保证棒料和导向管内壁之间 的间隙在允许的范围内,即在 2mm 左右时,此时导向管对棒料的导向作用最好。棒料的直 线度过大时将使棒料和导向管内壁间的间隙过小, 这也会破坏棒料和定心锥之间均匀分布的 油膜而引起振动。为保证棒料的直线度要求,n--Il:A 采取两项措施:配套选用一台棒料 校直 机,对直线度超过要求的棒料进行校直;缩短棒料的长度来进行加工。 3)在选择导向管孔的直径时,应使其孔径与棒料之间的间隙不要过大,以免对棒料的 液动力支撑作用不足而产生振动。当无合适内径的导向管时,只有缩短棒料的长度,并适当 降低车床主轴的转速。

第 7 节 四柱式液压拉深机溢流阀噪声分析
液压拉深机广泛应用于不锈钢、铝制品的成形生产中,液压啸叫是液压机常见故障之 一。对液压机液压系统噪声进行分析有助于消除系统故障。 液压系统中按照发生声能的观点可以将元件分为主动和被动两种, 主动元件在能量由 一 种形式转化为另一种形式的过程中产生噪声,如泵(将机械能转化为液压能)和阀类(14 液 压能转化为液体的动能和热能)。被动元件如油箱和油管,本身不产生噪声,但在受迫 于某 种能量传输形式的扰动(如压力扰动、机械振动等)时传递噪声,并在共振频率下放大噪 声。此外各元件之间的振动和噪声存在一定的相互作用,促使系统噪声形成。 控制阀类是液压系统的一个主要噪声源。其中溢流阀噪声在液压阀中最为突出。表 3—1 列出了溢流阀各类噪声的成因。 1.溢流阀常见噪声现象分析和解决方法 (1)高速喷流噪声 这是最常见的一种噪声。由于气穴作用而产生的嘘嘘声常常发生在 主阀心和阀体之间的节流口部位。流体在节流 12I 会产生很高的流速(有时可达 100~ 150m/s,通常叫喷流现象),在节流口以下的通道截面处,流速也极不均匀,此时,油液的 压力低于大气压,溶解于油中的空气便会分离出来,产生出大量的气泡,这时会产生 200H。 以上的噪声。此外,由于流速不均匀而发生涡流或者由于液流被剪切也会发生噪声。 表 3-1 溢流阀各类噪声的成因
振动类别或流体作用 固有振动 噪声成因 固体之间的碰撞,摩擦 频 率 各元件的固有频率

机械噪声

强迫振动 扰 自激振动 液压冲击

转动不平衡,压力变动产生的干

干扰力的振动频率

吸收其他振动能量维持振动 冲击压力造成容器强迫振动 液压泵的压力脉魂和控制阀的

固有振动频率 由管路的长短决定

压力脉动

振动 造成容器强迫振动

泵基频及其高次谐波频率

流体噪声 气蚀

流体中分离出的气泡在高压区 压溃, 产生冲击 涡流的发生和消失以及流体流 涡流紊流 动被 截断时产生的噪声 不确定 连续频率,尤其在1000Hz以上

解决方法:提高回油背压,使其高于空气分离压力的临界值,以防止气穴的发生。对溢 流阀回油 El 及回油管进行防漏密封,防止空气进入。主阀弹簧不能太硬,压紧力要适中。 (2)自激振动噪声 溢流阀的阀心是支承在弹簧上的,当弹簧的(包括油液的弹性)质 量和阻尼系统与管路以至与负载相匹配的有关参数超过临界值时, 阀心就会因为其他部分的 扰动而产生持续的自激振动和异常噪声。这种振动和溢流阀的导阀、主阀的形状及尺寸有 关,导阀、主阀和阀座的加工精度也会影响此类噪声的发生。在温度、压力越高的情况下这 种情况越容易发生。 直动式溢流阀尤其易于产生自激振荡; 先导式溢流阀中又以先导阀容易 自振。一般先导阀接近开启压力时最易自振。 解决方法:检查主阀弹簧和先导阀弹簧的刚度是否正常;尽可能减少主、导阀之间高压 油的容积,提高主阀的阻尼因素,一般容积越小稳定性越高。 (3)共振噪声 共振噪声是溢流阀的弹簧一质量系统与液压泵压力脉动高次谐波共振的 结果。尤其是通过阀的流量很小(阀的开口很小)的情况下,有时引起阀心敲击阀座,产生 很响的蜂鸣声。 解决方法:使阀的规格和泵的流量匹配,使得在流量较小的情况下,阀的节流 15 依然 较 大。 (4)液压冲击噪声 这是先导式溢流阀在卸载时因液压回路压力急剧下降而发生压力冲 击产生的噪声。压力愈高、流量愈大、噪声也愈大。这是溢流阀卸载时间很短所致。此时多 伴有系统的振动。 解决方法是在溢流阀遥控油路上设置节流阀, 使换向阀在打开或关闭时, 能延长卸载时 问,以减小压力冲击。在卸载油路中采用二级卸载方式。 (5)单音调噪声 由于溢流阀工作部分产生缺陷和磨损而发生的一种“啸叫”或者尖叫 声。 解决方法是检查紧固件和调压螺母是否松动。更换磨损的阀座、阀心和弹簧。如果噪声 是由于同回路的其余部分相互作用而产生的,就必须更换设计换掉整个阀。 以上是溢流阀常见的噪声现象。 溢流阀的噪声成因有多种因素, 分析溢流阀噪声原因时 要充分考虑到液压系统的相关因素。如设备的工作压力和流量,油液的粘度、清洁度、油

温,紧固件是否松动,回油路是否正常等因素。另外,要注意到在调试、生产、检修后等不 同阶段溢流阀的噪声,其产生的主要原因往往不同。 2.液压拉深机溢流阀噪声故障分析实例 (1)故障现象某四柱式液压拉深机液压系统中控制主定量泵的先导式溢流阀,当压力 超过 17MPa 溢流时有尖叫声,当调压低于 16MPa 时则噪声消失。 (2)分析与排除过程 由于是在安装调试过程中出现故障,使用的新阀内部磨损可能性 较小。压力正常,说明弹簧和密封应该正常,可能是新油未经过滤使用,油液较脏,堵塞了 节流口引起先导阀阀心振动;过滤油液后拆开,清洗阀心内部和阻尼孔,检查阀心弹簧正 常,再装上紧固。如果现象依旧,就排除了污染和弹簧疲软的可能。关闭其他油路,使高压 油全部经溢流阀溢流,依然在高压时产生尖叫声,至此也排除了和其他油路共振的可能。再 在回油路上加一节流阀以增加背压,减小卸载时的压力冲击,效果也不明显。由此判断是因 为先导阀弹簧自振频率与调压过程中产生的压力一流量脉动合拍, 产生自激振荡和共振。 更 换其他公司同一规格溢流阀, 结果在高压时依然处于共振区间。 最后决定在先导阀高压油口 处增加阻尼, 缓冲先导阀的压力一流量脉动。 加工一个体积为先导阀高压油口腔体积一半的 浮动消声堵,装人后使用,故障即解除。 另外在主阀上腔加一滑动配合的防振环, 体积约为上腔容积的一半, 利用防振环的惯性 和阻尼作用增大主阀的黏性阻尼系数,不仅可以提高阀的稳定性,而且可以降低噪声。


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