鄭天平，王 內(nèi)，毋 迪，黃亞農(nóng)

(武漢第二船舶設(shè)計(jì)研究所，湖北 武漢 430205)

引言

液壓動(dòng)力傳動(dòng)以其傳動(dòng)平穩(wěn)、調(diào)速方便、負(fù)載能力強(qiáng)等優(yōu)良特性在許多領(lǐng)域獲得了廣泛應(yīng)用[1]。船用舵機(jī)通常采用液壓動(dòng)力傳動(dòng)作為驅(qū)動(dòng)方式，為了保障船用舵機(jī)的安全性和可靠性，一般船用舵機(jī)采用2個(gè)液壓缸對稱驅(qū)動(dòng)舵柄的操舵方案[2]，控制舵機(jī)的方式主要有閥控和泵控兩種。閥控方式通常采用比例閥或伺服閥作為控制部件，為節(jié)流控制方式，具有控制速度響應(yīng)快、精度高等優(yōu)點(diǎn)，但是同時(shí)也具有能耗大的缺陷。泵控方式為容積控制方式，雖然比閥控方式響應(yīng)慢、精度低，但是具有節(jié)能及可實(shí)現(xiàn)用電纜代替油管實(shí)現(xiàn)分布式智能控制等優(yōu)點(diǎn)[3]。

為了解不同驅(qū)動(dòng)方式下的舵機(jī)振動(dòng)噪聲水平，從而為船用舵機(jī)的減振降噪總體設(shè)計(jì)提供依據(jù)，本研究首先對容積控制和節(jié)流控制的雙柱塞缸對稱驅(qū)動(dòng)式(以下簡稱雙缸驅(qū)動(dòng))及單柱塞缸非對稱驅(qū)動(dòng)式(以下簡稱單缸驅(qū)動(dòng))典型船用舵機(jī)進(jìn)行了振動(dòng)噪聲特性分析，在此基礎(chǔ)上，通過試驗(yàn)臺(tái)架，進(jìn)行了不同驅(qū)動(dòng)方式、驅(qū)動(dòng)速度條件下的振動(dòng)噪聲試驗(yàn)研究，得出了驅(qū)動(dòng)方式和驅(qū)動(dòng)速度等因素對船用舵機(jī)振動(dòng)噪聲的影響。

1 典型船用舵機(jī)噪聲特性分析

1.1 典型船用舵機(jī)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的噪聲特性

傳統(tǒng)船用舵機(jī)一般采用單缸驅(qū)動(dòng)舵機(jī)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的方案，其缺點(diǎn)是可靠性較低，舵機(jī)液壓缸與舵柄等部件串聯(lián)連接，一旦任何一個(gè)部件發(fā)生故障均會(huì)導(dǎo)致整個(gè)舵機(jī)失效，為此，目前常采用雙缸驅(qū)動(dòng)舵機(jī)的方案。雙缸驅(qū)動(dòng)舵機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1所示，2個(gè)柱塞缸分別帶動(dòng)撥叉，驅(qū)動(dòng)舵柄帶動(dòng)舵軸轉(zhuǎn)動(dòng)，這種驅(qū)動(dòng)形式可以保證提供最大舵力，另外，當(dāng)需要較小驅(qū)動(dòng)力的時(shí)候可采用單缸驅(qū)動(dòng)，另外一個(gè)柱塞缸作為備用，從而提高了舵機(jī)系統(tǒng)的可靠性。

1.柱塞缸1 2.柱塞缸2 3.傳動(dòng)拉桿 4.舵柄5.舵軸 6.活塞桿 7.撥叉圖1 雙缸驅(qū)動(dòng)舵機(jī)結(jié)構(gòu)簡圖

無論上述單缸驅(qū)動(dòng)舵機(jī)還是雙缸驅(qū)動(dòng)舵機(jī)，除了液壓驅(qū)動(dòng)部分的噪聲外，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的振動(dòng)噪聲也是其主要噪聲源之一。隨著液壓驅(qū)動(dòng)部分振動(dòng)噪聲控制技術(shù)越來越成熟，機(jī)械傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的噪聲控制也越來越受重視，比如，剛度、質(zhì)量、阻尼和激勵(lì)是影響傳動(dòng)機(jī)構(gòu)振動(dòng)特性的4個(gè)重要要素，間隙、摩擦等因素對系統(tǒng)的剛度、阻尼分布和激勵(lì)特性都會(huì)產(chǎn)生影響，進(jìn)而影響到整個(gè)舵機(jī)系統(tǒng)的噪聲。對于本研究所述的舵機(jī)，舵軸是其主要負(fù)載支撐部件，且經(jīng)常處于干摩擦狀態(tài)，通過降低舵軸支承力來減弱舵機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的摩擦振動(dòng)是降低舵機(jī)噪聲的主要手段。如圖2所示，假設(shè)舵軸受到的水動(dòng)力負(fù)載為F，2臺(tái)柱塞缸提供的驅(qū)動(dòng)力分別為F1和F2，二者大小相等，方向相反，舵軸軸承和舵跟軸軸承處的支承力為N1和N2。

1.柱塞缸1 2.柱塞缸2 3.撥叉 4.舵柄 5.舵軸6.舵軸軸承 7.舵跟軸軸承圖2 受力分析圖

Ff1=μ(N1+N2)=μF

(1)

式中，μ—— 摩擦系數(shù)

F—— 水動(dòng)力負(fù)載

單缸驅(qū)動(dòng)時(shí)為非對稱驅(qū)動(dòng)，只有1臺(tái)柱塞缸動(dòng)作，此時(shí)舵軸的摩擦力為：

(2)

雙缸和單缸驅(qū)動(dòng)條件下摩擦力的比值為：

(3)

由式(3)可知，α始終小于1，即雙缸驅(qū)動(dòng)時(shí)的摩擦激勵(lì)小于單缸驅(qū)動(dòng)，舵軸摩擦副的潤滑條件也較容易保持于良好的潤滑狀態(tài)，理論上雙缸驅(qū)動(dòng)時(shí)舵軸振動(dòng)噪聲小。

1.2 泵控舵機(jī)液壓系統(tǒng)的噪聲特性

泵控舵機(jī)系統(tǒng)是通過改變泵的斜盤傾角大小使泵輸出流量和壓力與系統(tǒng)要求相適應(yīng)[4]，基本原理框圖如圖3所示。

圖3 泵控舵機(jī)系統(tǒng)基本原理框圖

泵控舵機(jī)液壓系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲主要來源于以下幾個(gè)方面：

(1) 泵控裝置機(jī)組的振動(dòng)噪聲，對柱塞泵來說，流量脈動(dòng)是其固有特性，會(huì)通過管路系統(tǒng)向外傳遞，對舵機(jī)系統(tǒng)的噪聲產(chǎn)生較大的影響。柱塞泵產(chǎn)生流體脈動(dòng)的原因是多個(gè)柱塞泵分別排液而產(chǎn)生的排量脈動(dòng)。

柱塞泵的排量可按下式計(jì)算[5]：

(4)

實(shí)際上，柱塞泵的輸出流量是脈動(dòng)的，脈動(dòng)率為：

(5)

輸出流量的脈動(dòng)量為：

Q=V·W

(6)

式中，d—— 柱塞直徑

D—— 柱塞在缸體上的分布圓直徑

δ—— 斜盤傾角

z—— 柱塞數(shù)

對于某一柱塞泵來說，柱塞直徑、柱塞在缸體上的分布圓直徑以及柱塞數(shù)是固定不變的。由式(6)可知，斜盤傾角δ的變化，會(huì)引起相應(yīng)的流量脈動(dòng)，液壓泵的流量脈動(dòng)必然引起泵及管路的脈動(dòng)，進(jìn)而產(chǎn)生振動(dòng)噪聲，其振動(dòng)大小隨流量脈動(dòng)的增加而增加[6]。

另外，柱塞泵在吸油、排油過程中，柱塞泵油液的急劇膨脹或壓縮所引起的壓力脈動(dòng)也會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)噪聲[7]，其振動(dòng)大小隨著壓力的增加而增加，其振動(dòng)頻率與每個(gè)柱塞歷經(jīng)高低壓轉(zhuǎn)換的次數(shù)一致，是流量脈動(dòng)頻率的2倍。

(2) 系統(tǒng)中換向時(shí)的沖擊與振動(dòng)，泵控舵機(jī)系統(tǒng)變向時(shí)，從而導(dǎo)致管路系統(tǒng)產(chǎn)生沖擊和振動(dòng)噪聲[8]。

(3) 管路系統(tǒng)剛度不夠、固有頻率與流體脈動(dòng)頻率相近而導(dǎo)致的振動(dòng)噪聲，泵控舵機(jī)的流體脈動(dòng)激勵(lì)著管路系統(tǒng)，當(dāng)管路系統(tǒng)頻率與流體脈動(dòng)固有頻率相近時(shí)會(huì)產(chǎn)生共振，進(jìn)而導(dǎo)致振動(dòng)噪聲加劇，另外，管路系統(tǒng)過長、安裝不合理、彎頭多、剛度不夠時(shí)，系統(tǒng)換向時(shí)產(chǎn)生的壓力沖擊也會(huì)導(dǎo)致整個(gè)管路系統(tǒng)的沖擊[9]。

1.3 閥控舵機(jī)液壓系統(tǒng)的噪聲特性

閥控舵機(jī)系統(tǒng)是通過控制閥來對液壓系統(tǒng)的流量、壓力、流向等參數(shù)進(jìn)行控制，基本原理框圖如圖4所示。

圖4 閥控舵機(jī)系統(tǒng)基本原理框圖

除了泵源噪聲外，閥控系統(tǒng)振動(dòng)噪聲主要來源于伺服閥流體噪聲，產(chǎn)生的主要原因?yàn)闅馕g、節(jié)流和換向沖擊：

(1) 氣蝕噪聲是當(dāng)油液通過閥口時(shí)，流速的急劇上升使壓力能轉(zhuǎn)換成動(dòng)能，導(dǎo)致壓力的驟然下降，當(dāng)局部壓力低于工作溫度下溶于油液中空氣分離的臨界壓力時(shí)，溶于液壓油中的空氣以氣泡的形式分離出來，出現(xiàn)氣穴現(xiàn)象，氣穴在高壓區(qū)潰滅，產(chǎn)生氣蝕，并誘發(fā)噪聲[10]，此外，閥口的高速噴流和旋渦分離引起的耦合振動(dòng)也是閥內(nèi)噪聲的主要誘發(fā)因素[11]；

(2) 節(jié)流噪聲與氣蝕是密切相關(guān)的，閥口壓差越大，流量越大，產(chǎn)生的節(jié)流噪聲越大，另外，不合理的閥口設(shè)計(jì)也會(huì)加劇節(jié)流噪聲，為此，通常通過控制閥口壓降、優(yōu)化閥口形狀(比如多孔閥套設(shè)計(jì))來降低節(jié)流噪聲；

(3) 換向沖擊噪聲是由于閥芯和閥桿受液體沖擊的影響產(chǎn)生振動(dòng)，如果流體的沖擊所引起的振動(dòng)頻率接近閥芯和閥桿的固有頻率時(shí)，還會(huì)導(dǎo)致共振現(xiàn)象，產(chǎn)生嚴(yán)重的噪聲[12]。

對于本研究中的閥控舵機(jī)系統(tǒng)來說，振動(dòng)噪聲來源主要是閥口的節(jié)流以及換向沖擊噪聲。節(jié)流產(chǎn)生的流體激勵(lì)管路、閥門、附件、舵機(jī)油缸等，此時(shí)產(chǎn)生的噪聲頻率較高，在傳播過程中相比于泵控系統(tǒng)產(chǎn)生的低頻流量脈動(dòng)頻率較容易衰減。

2 驅(qū)動(dòng)方式試驗(yàn)對比研究

舵機(jī)系統(tǒng)產(chǎn)生振動(dòng)噪聲的部位主要為液壓系統(tǒng)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，目前，國內(nèi)外對液壓系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲控制研究著重于泵源、管路系統(tǒng)振動(dòng)控制，其技術(shù)成熟，但對于包含傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的整個(gè)舵機(jī)系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲研究較少，基于此，本研究對不同驅(qū)動(dòng)方式的舵機(jī)系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲進(jìn)行了試驗(yàn)研究。

2.1 試驗(yàn)臺(tái)架工作流程

本研究的舵機(jī)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)架的驅(qū)動(dòng)方式為泵控和閥控，同時(shí)，又設(shè)計(jì)了單缸驅(qū)動(dòng)和雙缸驅(qū)動(dòng)兩種結(jié)構(gòu)，來進(jìn)行舵機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)噪聲試驗(yàn)，試驗(yàn)臺(tái)架工作流程如圖5所示。

圖5 試驗(yàn)臺(tái)架工作流程圖

泵控工況時(shí)，控制臺(tái)通過數(shù)據(jù)裝置發(fā)送泵控指令，泵運(yùn)行，回路轉(zhuǎn)換至泵控回路，控制信號(hào)為舵機(jī)指令與實(shí)際舵機(jī)位置信號(hào)的差值。泵的壓力油大小與控制信號(hào)成比例，經(jīng)過單/雙缸驅(qū)動(dòng)回路到達(dá)舵機(jī)液壓缸。

閥控工況時(shí)，操縱控制臺(tái)發(fā)送控制信號(hào)使之處于閥控回路，同時(shí)給定閥控回路中的伺服閥信號(hào)，液壓系統(tǒng)液壓油經(jīng)過閥控回路、單/雙缸驅(qū)動(dòng)回路到達(dá)舵機(jī)液壓缸。

2.2 負(fù)載模擬的實(shí)現(xiàn)

基于泵控和閥控兩種驅(qū)動(dòng)方式以及單雙缸的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，通過加載系統(tǒng)來模擬壓差為1 MPa及4 MPa的負(fù)載進(jìn)行振動(dòng)噪聲試驗(yàn)，加載系統(tǒng)的原理如圖6所示。

負(fù)載模擬時(shí)，舵機(jī)處于初始位置，加載蓄能器的活塞均在中位(蓄能器充1/2容積的液壓油)，截止閥J5和J6打開，其他截止閥關(guān)閉，舵機(jī)帶動(dòng)加載液壓缸向上運(yùn)動(dòng)時(shí)，加載蓄能器B的充油壓力越來越高，而加載蓄能器A的充油壓力越來越低，從而使得加載液壓缸兩腔的壓力差隨著轉(zhuǎn)舵舵角增加而增加，通過調(diào)節(jié)加載蓄能器初始充氣壓力即可模擬不同壓差的負(fù)載。

2.3 試驗(yàn)結(jié)果分析

在相同的環(huán)境溫度下，泵控舵機(jī)與閥控舵機(jī)系統(tǒng)分別啟動(dòng)，在不同活塞桿移動(dòng)速度(低速：12 mm/s；半速：20 mm/s；全速：40 mm/s)的工況下，測試舵機(jī)液壓缸振動(dòng)加速度La變化規(guī)律，試驗(yàn)結(jié)果如表1和圖7、圖8所示。

1.舵板 2.加載液壓缸 3.加載蓄能器B4.截止閥 5.加載蓄能器A圖6 加載系統(tǒng)原理圖

表1 舵機(jī)液壓缸振動(dòng)加速度總級(jí)La dB

由表1和圖7可以看出，泵控單缸驅(qū)動(dòng)時(shí)，驅(qū)動(dòng)速度由半速變?yōu)槿?，即流量增?倍，舵機(jī)液壓缸振動(dòng)加速度增加4～5 dB；雙缸驅(qū)動(dòng)時(shí)，驅(qū)動(dòng)速度由半速變?yōu)槿?，振?dòng)加速度增加2～4 dB。當(dāng)驅(qū)動(dòng)速度增加1倍，系統(tǒng)功率增加1倍，即泵控舵機(jī)斜盤角變大時(shí)，由式(6)可知，流量脈動(dòng)也會(huì)增加，泵控驅(qū)動(dòng)時(shí)流量脈動(dòng)導(dǎo)致的壓力脈動(dòng)增加會(huì)產(chǎn)生較為明顯的振動(dòng)噪聲。泵控驅(qū)動(dòng)時(shí)，相同速度下，雙缸時(shí)的振動(dòng)加速度低于單缸時(shí)的1～2 dB，由式(3)可知，相比于單缸驅(qū)動(dòng)，雙缸驅(qū)動(dòng)時(shí)舵軸受到的摩擦力較小，由摩擦激振產(chǎn)生的噪聲降低，也能起到減少振動(dòng)的效果。

圖7 泵控驅(qū)動(dòng)時(shí)舵機(jī)液壓缸振動(dòng)加速度總級(jí)變化曲線

圖8 閥控驅(qū)動(dòng)時(shí)舵機(jī)液壓缸振動(dòng)加速度總級(jí)變化曲線

由表1和圖8可以看出，閥控驅(qū)動(dòng)時(shí)，雙缸驅(qū)動(dòng)速度由低速變?yōu)榘胨?，即流量增?倍時(shí)，振動(dòng)加速度增加2～3 dB；單缸驅(qū)動(dòng)速度由低速變?yōu)榘胨?，即流量增?倍時(shí)，振動(dòng)加速度增加3～4 dB；流量增加1倍，壓差降低1倍時(shí)，整體上液壓缸振動(dòng)加速度降低1dB，此時(shí)閥控驅(qū)動(dòng)表現(xiàn)出來的規(guī)律與泵控驅(qū)動(dòng)相同。

由表1可以看出，在同樣的單雙缸驅(qū)動(dòng)條件下，驅(qū)動(dòng)速度相同時(shí)，閥控工況的舵機(jī)液壓缸振動(dòng)加速度總級(jí)均小于泵控工況。在低負(fù)載的條件下，閥控驅(qū)動(dòng)更有利于降低振動(dòng)噪聲，雖然閥控系統(tǒng)噪聲集中于節(jié)流噪聲，但其噪聲頻率較高，較易通過管路系統(tǒng)衰減。

3 結(jié)論

本研究從現(xiàn)有的試驗(yàn)結(jié)果可以得出以下結(jié)論：

(1) 在相同的驅(qū)動(dòng)速度和負(fù)載條件下，閥控舵機(jī)比泵控舵機(jī)更有利于降低振動(dòng)噪聲；

(2) 降低驅(qū)動(dòng)速度可以降低舵機(jī)系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲；

(3) 類似于本研究所述的舵機(jī)，低負(fù)載情況下，采用閥控雙缸驅(qū)動(dòng)有利于降低舵機(jī)系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲。