斜盘连杆式疏水泵组的噪声与振动试验

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)摘 要：为了解斜盘连杆式疏水泵组的噪声与振动特性，建立了疏水泵的AMESIM模型，根据泵组的结构及工作原理，对疏水泵的阀口压力脉动特性和泵组的噪声和振动源进行分析，得出主要振动源频率。对疏水泵系统的噪声与振动进行试验研究，测试了系统的噪声和振动加速度。试验结果表明泵组噪声源主要为电机振动、减速箱振动、吸水管路扰动，而配流阀的撞击噪声对泵组振动与噪声的影响不大。试验结果为疏水泵组的减振降噪提供了试验依据。

关键字：振动与波；斜盘连杆；疏水泵；压力脉动；减速箱；吸水管路中图分类号：TH 137 文献标识码：A DOI编码：10.3969/j.issn.1006.1335.2013.02.045Noise and Vibration Experiment of a Swashplate-rod Bilge Pump SetHU Jun-h幽 . Chao .SHI Zhao-CHI1(1.Wuhan Second Ship Design&Research Institute，Wuhan 430064，China；2.Collage ofM echanical Science& Engineering。

Huazhong University of Science&Technology，Wuhan 430074，China)Abstract：In order to understand the characteristics of the vibration and noise of the swashplate-rod bilge pump set，anAMESIM model was established.The pressure fluctuation characteristics of the valve ports of the bilge pumps wereanalyzed.According to the structure characteristics an d working princiFle of the pumps，noise and vibration sources of thepumps were determined and analyzed，and the frequencies of the main vibration source were obtained.The experiment formeasuring the noise and vibration of the pumps was conducted.The accelerations of noise and vibration of the pumps weremeasured.Results of the experiment show that the noise source mainly consists of the vibrations of the motor，the gearboxand the inlet pipe，while the impact of distributing valve has litle influence on the vibration an d noise of the pumps.Theresults provide the theory and experiment basis for noise and vibration reduction ofthe bilge pump sets。

Key words：vibration and wave；swashplate-rod；bilge pump；pressure fluctuation；gearbox；inlet pipe。

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诚，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收稿 日期：2012-09.10；修改 日期：2012.10.16作者简介：胡军华(1978.)，男，江西余江人，工程师，目前从事流体传动与控制技术的研究。

E-mai1：283573057###qq.com以减小流体脉动 ”]；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 n 。

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。

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 1TI长的塑料橡胶管，通径86 mlTl，管厚4 mm，出水管路为6 1TI长高压2013年4月 噪 声 与 振 动 控 制 第2期1-底板；2-吸水口；3-压力脉动控制装置；4-缸体；5.导向滑块；6-斜盘；7.曲轴；8.减速箱；9.导向环；10-连杆；11-柱塞；12.柱塞套；13-压水阀；14-吸水阀；15-波纹管组。

图 1疏水泵结构简图Fig.1 Scheme of the bilge pumpS structure钢丝缠绕胶管，通径65 1TI1TI，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 白上而下的建模方法，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-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)机械振动与噪声由于旋转元件转动时，本身的不完全对称性对43羔2《 10O 0.2 0.4 0.60.8 l时ftJ/s43蔓2《 10O l0 2O 3O 40 50频 半/Hz。 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 pressurefluctuation characteristic ofthe outlet valveS portO 02 O.4 O.6 O.8 1时 f.]/sO 1 2 3 4 5×l0z频 半/Hz图 3 吸水 阀阀口压 力脉动特 性Fig.3 Time and frequency domain scater gram of the pressurefluctuation characteristic of the inlet valveS port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问存在摩擦激励，其频率为啮合频率韵2倍 。

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2 mⅢ -X ； ； L 斜盘连杆式疏水泵组的噪声与振动试验 203的 方向空载下的振动加速度，V1-P- 表示泵机脚额定载荷下 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 和 Y方向的振动加速度以 17.8 Hz～22.4Hz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， 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-致，而柱塞运动方要120诖鹫l 1OG苻 80媸60表 1主要振动源频率Tab.1 Frequency of main vibration source噪声洲罾 a)试验装置 b)测点布置图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 pumpS machine foot向平行于 轴，柱塞压水和吸水的交换频率为21Hz，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 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。

从挂架的振动加速度来看(图6)，挂架的振动加∞ 隹瑚量 3OlO9O705O噪卢测.、车fi机脚振器l0 25 63 16O 400 l K16 40 1OO 250 630 1.6 K频 牢/Hz图6挂架机脚振动加速度Fig.6 Acceleration of the pylonS footl40兽120甚 1O08010 25 63 l60 400 l K16 40 IO0 250 630 1.6 K频率/Hz图 7泵机脚及挂架振动加速度对比Fig.7 Acceleration comparison of the pump machine foot andpylonK6 KOj6 O O4 5 2 ∞l F ∞3 糖 6O 4 5 2 6 O2013年4月 噪 声 与 振 动 控 制 第2期20 5O 125 315 800 2 K31.5 80 200 500 I.25 K频 术/Hz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 ofNO.1S& No.2S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。