液压系统的冲击、振动
分析
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与控制
山东科技大学 林晓磊 徐瑞银 山东煤矿莱芜机械厂 郭大洲
摘 要 : 影响液压系统冲击、振动的因素很多 , 如泵的结构、阀的参数及负载情况和整个系统管路设计的
合理性、工作条件等。本文主要从液压系统设计的角度 , 分析了系统产生冲击、振动的原因与控制。
关键词 : 液压系统 ; 冲击 ; 振动
Abstract : There are many factors that influence impact and vibration in hydraulic systems , such as pump structure , valve
parameters , load , pipe design and operation conditions. This paper discusses causes of and control to impact and vibration in hy2
draulic system from the view of hydraulic system design.
Keywords : hydraulic system ; impact ; vibration
随着液压技术向高速、高压、大功率的方向发
展 , 液压系统中的冲击、振动问题越来越受到人们
的重视。在液压系统中 , 当油路突然换向、关闭或
打开时 , 液体流速将发生急剧变化 , 产生液压冲击
现象 , 造成较大的振动和噪声 , 影响液压系统的正
常工作。因此 , 分析液压系统产生冲击和振动的原
因并对其加以控制具有十分重要的意义。
1 液压系统产生冲击、振动的原因及危害
111 液压系统产生冲击、振动的原因
存车过程吊笼的速度设定图。图中 , OABC 段和
DEFG段分别代表提升及下降过程。提升负载速度
曲线中的 BC 段回收制动动能 ; 在下放负载过程
(DEFG段) 回收重力势能 , FG段回收制动动能。
3 二次调节提升系统的转速控制试验
试验时 , 车重约为 1 500 kg , 吊笼与配重平衡
后的重量约为 300 kg。根据吊笼的设定运行速度 ,
可计算绘出二次元件的输出转速设定图。根据二次
元件的输出转速设定图进行了试验研究。图 3 是取
车过程的试验曲线 , 曲线 1 为给定曲线 , 曲线 2 为
试验曲线。试验结果表明 , 应用二次调节系统能实
现立体车库提升系统的速度要求 , 且具有良好的控
图 3 取车过程二次元件的转速控制曲线
(a) 取车上升过程 (b) 取车下降过程
制特性[2 ] 。
4 结论
通过以上分析可知 , 将二次调节静液传动技术
应用于立体车库提升系统中可以回收和重新利用系
统的制动动能和重力势能 , 减小系统的设计功率 ,
具有明显的节能效果。可见 , 在能源日益紧张的今
天 , 对基于能量回收与重新利用而提出的二次调节
静液传动技术的深入研究和推广应用 , 具有重要的
现实意义。
参 考 文 献
1 蒋晓夏 , 刘庆和 1 具有能量回收与重新利用功能的二次
调节传动系统 [J ] 1 工程机械 , 1992 (8) : 27 —30
2 刘宇辉 1 二次调节静液传动系统的双闭环控制和节能特
性的研究 [D] 1 哈尔滨 : 哈尔滨工业大学 , 1998
作 者 : 臧发业
地 址 : 济南市交校路 5 号山东交通学院科研处
邮 编 : 250023
收稿日期 : 2004 - 05 - 20
—03— 《起重运输机械》 2005 (4)
在液压传动系统中 , 由于某种原因引起油压在某一
瞬间急剧上升 , 形成液压的一个峰值。产生油压冲
击的原因主要有 :
(1) 高速运动的部件突然制动 , 由于部件惯性
力而产生液压冲击。
(2) 高速流动的液体突然停止流动而产生的液
压冲击。
(3) 各种阀门动作不灵敏 , 也可能产生冲击。
(4) 由于气穴或气蚀而造成的压力冲击。
(5) 液压油选用不合适 (粘度太高或太低) 或
油层变质 , 造成液压冲击。
(6) 油液中混有空气或水造成的压力冲击。
(7) 高压大流量泵 , 流量脉动大 , 特别是出现
回冲脉动时也容易使液压系统出现周期性的压力冲
击。
112 液压系统冲击振动的危害
(1) 液压冲击产生强烈的振动和噪声。
(2) 压力冲击波造成阀门、继电器等产生误动
作 , 降低系统的可靠性和安全性。
(3) 压力冲击损坏液压密封件 , 降低液压元件
的使用寿命。
(4) 液压冲击产生的振动影响设备的加工精
度。
2 液压冲击的分析与计算
211 运动元件突然制动时产生的液压冲击
在泵缸传动系统中 , 当活塞带动运动部件以速
度 V 运动时 , 阀门突然关闭 , 活塞及其所带的负
载受到制动力 F 的作用 , 在极短的时间Δt 内速度
由 V 突然降至零实现制动 , 根据动量定律 :
FΔt = ρ mΔV (1)
式中 ΔV ———速度的变化
此时产生的液压冲击压力为
P = F/ A = ρ mΔV/ ( AΔt) (2)
式中 A ———活塞作用面积
ρ m ———液体质量
212 流体突然停止运动时所产生的液压冲击
21211 流体突然停止而产生的冲击波传递速度的
计算
流体突然停止而产生冲击波 , 这个冲击波在管
道内以声速传播。冲击波的大小与传播速度有关。
在某一段由于管路的迅速关闭管内形成压力冲击
ΔP , 设原来压力为 P0 , 则管路总的压力
P = P0 +ΔΡ (3)
在原有管路压力 P0 作用下的液体体积
V = A TL T (4)
式中 L T ———管路的长度
A T ———管路断面面积
当产生液压冲击时 , 液体被压缩 , 管路受压膨
胀 , 被压缩的液体体积
ΔV =βVΔP = VΔP/ K (5)
式中 β———液体压缩系数
K———液体的体积模数
管路的膨胀体积
ΔV s = L TΔAT (6)
式中 ΔAT ———管路面积增量
液体的体积压缩 , 管路容积的增大 , 都需要新
的液体填充这一空间。设在 t 时间内液体的速度为
V0 则有 : V0 A T t = L TΔA T + VΔP/ K (7)
由式 (4) 、(5) 和 (7) 得
V0 = a
ΔA T
A T
+
ΔP
K
(8)
其中设 a = L T
t
(冲击波的传播速度)
ΔA T
AT
=
2πRd R
πR2 =
2d R
R = 2
σ
E =
ΔΡD
δΕ (9)
式中 σ———管道壁上的正应力 , σ= ΔPD2δ
D ———管路内径
δ———管路壁厚
由式 (8) 和 (9) 可得
V0 = a
ΔPD
δE +
ΔP
K = a
ΔP DδE +
1
K
(10)
由动量定理 mV0 =ΔPA T t
得 V0 =
ΔPA T t
m
=
ΔPt
ρL T =
ΔP
ρa (11)
式中 m ———油液的质量 , m =ρATL T
ρ———液体密度
由式 (10) 和 (11) 可得
a =
1
ρ×
1
1
K +
D
δE
(12)
21212 由能量守恒定律计算液压冲击压力
当管路突然关闭时 , 液体立即停止流动 , 这时
液体的动能转化成弹性能和热能 (热能在计算时忽
—13—《起重运输机械》 2005 (4)
图 1 流量脉动形成的振动噪声
(a) 齿轮泵 (b) 轴向柱塞泵 (c) 叶片泵
略) , 根据能量守恒定律
1
2ρA TL TV
2
0 =
1
2 A TL TΔP
2/ K
可得
ΔΡ= KTρV0 =ρ KT/ρV0 =ρaV0 (13)
式中设液体冲击波的传递速度 a = KT/ρ (由量
纲得到) 。
以上从 2 个不同的角度得到液体冲击波的传递
速度 a。由式 (12) 和 (13) 可求出液压冲击压力
ΔP = ρ1
K +
D
δE
V0 (14)
3 流量脉动形成的振动噪声
齿轮泵、轴向柱塞泵、叶片泵典型噪声特性见
图 1 , 各泵性能参数见表 1。从图中可以看出 , 峰
值频率为基本频率的整数倍 , 而柱塞泵的峰值噪音
为基本频率的偶数倍 , 通过噪声分析可知齿轮泵的
噪声主要由于困油现象和齿轮轴承传动时引起的。
叶片泵主要是叶片和定子环滑动部分压力突然变化
引起的。柱塞泵主要是流量脉动和主轴承及配油盘
滑动产生的。ABC区域为产生噪声最大的区域。
表 1 液压泵性能参数
泵的类型
排出压力
/ MPa
转 数
/ min - 1
温 度
/ ℃
备 注
变量叶片泵 1018 1 450 40 12 叶片
轴向柱塞泵 10 1 000 58 7 柱塞
齿轮泵 14 1 460 56
4 气蚀产生的液压冲击及液压泵有效吸入
高度的计算
在液压泵的入口处流速大、压力低。当压力小
于空气在液压油中的饱和蒸汽压力时 , 一方面液体
将游离成气泡 , 另一方面液体汽化形成气泡 , 这种
油汽混合体在周围压力冲击下迅速破裂、凝结的变
化 , 在瞬间产生局部高压 , 引起强烈的冲击振动和
噪声 , 形成气蚀现象 , 产生局部压力冲击。以液体
的饱和蒸汽压力 Hs 为临界气蚀条件计算有效吸入
高度 Hx。液压泵发生气蚀的临界状态
Hx ≤HS -
v
2
x
2 g - hx (15)
式中 Hx ———吸入高度
HS ———饱和蒸汽压力
hx ———吸入管路中油液的摩擦损失
vx ———吸入管中液体流速
5 结论
通过以上分析可知控制和消除液压系统的冲
击、振动主要应采取以下措施 :
(1) 设计合理的缓冲回路是减少
和控制液压冲击的有效方法 ;
(2) 采用弹性模量小的管路材
料 , 如胶管、铜管等 ; (3) 加大
管路内径及壁厚 , 缩短管路长
度 ; (4) 确定合适的油液 , 加入
合适的添加剂 , 提高油液防腐、
消泡能力 ; (5) 加强密封 , 防止
空气吸入 ; (6) 选择合适的启
动、停止时间 , 以缓解启动和停车的冲击。
作 者 : 林晓磊
地 址 : 山东省泰安市山东科技大学机械工程系
邮 编 : 271021
收稿日期 : 2004 - 12 - 23
太重集团获得 3 亿元铸造起重机的大定单
近日 , 太重集团公司凭借其雄厚的技术实力
和一流的产品质量 , 一举中标太钢新建不锈钢工
程 16 台铸造起重机设计制造
合同
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, 合同额近 3 亿
元 , 此合同也是该集团公司有史以来一次性订货
金额最大的定单。太重集团公司经过近年来的发
展 , 已经在国内大铸造起重机领域处于主导地位。
—23— 《起重运输机械》 2005 (4)