陳宗斌，何　琳，徐榮武（1.海軍工程大學(xué) 振動(dòng)與噪聲研究所，湖北 武漢 430033；2.船舶振動(dòng)噪聲重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北 武漢 430033）

船用操舵系統(tǒng)低噪聲設(shè)計(jì)及特性分析

陳宗斌1，2，何琳1，2，徐榮武1，2
（1.海軍工程大學(xué) 振動(dòng)與噪聲研究所，湖北 武漢 430033；2.船舶振動(dòng)噪聲重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北 武漢 430033）

艦船液壓系統(tǒng)噪聲大，嚴(yán)重影響船員生活。本文結(jié)合船用操舵系統(tǒng)，提出直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)架構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)行系統(tǒng)元件低噪聲分析和選型。指出系統(tǒng)噪聲源主要來(lái)自于液體噪聲，并重點(diǎn)針對(duì)液壓流體沖擊噪聲進(jìn)行仿真分析。最后結(jié)合噪聲源分析和仿真分析，給出進(jìn)一步降噪設(shè)計(jì)建議。

低噪聲；直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)；液壓沖擊

0　引 言

艦船操舵系統(tǒng)是保證艦船航行的重要設(shè)備。然而，液壓操舵系統(tǒng)噪聲大，嚴(yán)重影響了船員的生活。隨著液壓技術(shù)向高壓、高速、大流量、高功率發(fā)展，液壓系統(tǒng)噪聲問(wèn)題更加突出。就艦船液壓系統(tǒng)而言，更加注重設(shè)備的低噪聲特性［1］。因此，本文將結(jié)合某船用操舵系統(tǒng)，給出低噪聲液壓原理設(shè)計(jì)，探討系統(tǒng)噪聲源，并重點(diǎn)針對(duì)液壓系統(tǒng)的沖擊噪聲，基于AMESim仿真平臺(tái)，做出仿真分析，給出降噪設(shè)計(jì)建議。

1　系統(tǒng)原理設(shè)計(jì)

傳統(tǒng)液壓操舵系統(tǒng)采用了泵控式架構(gòu)設(shè)計(jì)或閥控式架構(gòu)設(shè)計(jì)。泵控系統(tǒng)主要通過(guò)改變回路中變量泵的排量來(lái)調(diào)節(jié)執(zhí)行元件速度；閥控系統(tǒng)主要通過(guò)改變流量控制閥的流通截面積大小來(lái)控制流入或流出執(zhí)行元件的流量。直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)，結(jié)合了電機(jī)變頻調(diào)速靈活和液壓大出力特點(diǎn)，采用變頻電機(jī)控制定量泵，通過(guò)電機(jī)轉(zhuǎn)速的改變調(diào)節(jié)系統(tǒng)流量，進(jìn)而控制整個(gè)回路，基本原理如圖1所示。

其主要由控制子系統(tǒng)和機(jī)械子系統(tǒng)兩大部分組成。其中控制子系統(tǒng)由控制器、伺服驅(qū)動(dòng)器以及傳感器組等組成；機(jī)械子系統(tǒng)由伺服電機(jī)、雙向定量泵及液壓回路等組成?？刂谱酉到y(tǒng)采用基于磁場(chǎng)定向的伺服控制原理，其控制結(jié)構(gòu)由位置環(huán)、轉(zhuǎn)速環(huán)和電流環(huán)3個(gè)閉環(huán)組成。機(jī)械子系統(tǒng)主要由伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)定量泵，為液壓系統(tǒng)提供動(dòng)力源。整個(gè)系統(tǒng)通過(guò)控制子系統(tǒng)調(diào)節(jié)伺服電機(jī)轉(zhuǎn)速，改變泵的流量，達(dá)到控制作動(dòng)器動(dòng)作的目的。由于取消了泵控系統(tǒng)中連續(xù)運(yùn)行的電機(jī)和閥控系統(tǒng)中頻繁動(dòng)作的伺服閥，同時(shí)，電動(dòng)機(jī)和液壓泵長(zhǎng)期在額定轉(zhuǎn)速或低于額定轉(zhuǎn)速的情況下運(yùn)行，可減少液壓泵的磨損和系統(tǒng)的噪聲，提高系統(tǒng)壽命和可靠性［2］。

圖1　船用直驅(qū)式電液伺服操舵系統(tǒng)示意圖Fig.1　DDVC's components diagram

2　系統(tǒng)噪聲源分析

2.1伺服電機(jī)

直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)中，伺服電機(jī)需全工況變轉(zhuǎn)速運(yùn)行，低噪聲電機(jī)的選型至關(guān)重要。電機(jī)運(yùn)行可能產(chǎn)生電磁噪聲、旋轉(zhuǎn)噪聲、軸承噪聲、殼體振動(dòng)噪聲等。相應(yīng)的GJB69A-97以及 GB 10069.3-2008 對(duì)船用電機(jī)噪聲做出了規(guī)范。步進(jìn)電機(jī)在低速時(shí)易出現(xiàn)低頻振動(dòng)現(xiàn)象。交流伺服電機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，即使在低速時(shí)也不會(huì)出現(xiàn)振動(dòng)現(xiàn)象。同時(shí)交流伺服系統(tǒng)具有共振抑制功能，可涵蓋機(jī)械的剛性不足，并且系統(tǒng)內(nèi)部具有頻率解析機(jī)能（FFT），可檢測(cè)出機(jī)械的共振點(diǎn)，便于系統(tǒng)調(diào)整，避開共振點(diǎn)。交流伺服電機(jī)又分為同步型和異步型，同步型體積大、啟動(dòng)特性欠佳。綜合考慮，系統(tǒng)選用異步交流伺服電機(jī)。

2.2液壓泵

相關(guān)文獻(xiàn)列出了液壓系統(tǒng)主要噪聲源排名，指出液壓泵是液壓系統(tǒng)中主要噪聲來(lái)源［3］。液壓泵一般是靠密封容積變化的原理完成油液的吸排，由于油液受到作用的不連續(xù)性，不可避免會(huì)產(chǎn)生流量脈動(dòng)，流量的不均勻帶動(dòng)泵體和管路的結(jié)構(gòu)振動(dòng)。這種振動(dòng)還可能引發(fā)諧振，使得噪聲增加。當(dāng)泵的吸油口壓力下降或者油液溫度升高，導(dǎo)致溶解在油液中的空氣析出，形成氣泡。當(dāng)氣泡進(jìn)入高壓部位，氣泡擊破產(chǎn)生壓力沖擊，還會(huì)形成氣穴噪聲。同時(shí)，由于機(jī)械原因，泵的轉(zhuǎn)動(dòng)部件不平衡時(shí)，也會(huì)產(chǎn)生回轉(zhuǎn)噪聲。液壓泵是液壓系統(tǒng)的動(dòng)力源，泵產(chǎn)生的噪聲隨著液流傳遞，輻射范圍極廣。因此，設(shè)計(jì)時(shí)必須考慮選用低噪聲泵。表1列出了常用泵的性能比較［4］。

表1　常用液壓泵性能比較Tab.1 Some hydraulic pump performance comparison

綜合表中給出的特性，螺桿泵噪聲最小，效率適中，自吸特性較好。因此系統(tǒng)選用螺桿泵。

2.3液壓集成閥塊

傳統(tǒng)的液壓操舵系統(tǒng)采用了集中液壓油源分布式作動(dòng)器設(shè)計(jì)，通過(guò)長(zhǎng)管路連接油源與作動(dòng)器。傳統(tǒng)設(shè)計(jì)液壓管路布置較長(zhǎng)，遍布全船。管道一般不直接產(chǎn)生噪聲，但當(dāng)液流流量變化引起壓力波動(dòng)時(shí)，管路產(chǎn)生振動(dòng)十分明顯。同時(shí)，管路的拐彎、流通面積變化，多條管路并排都易引發(fā)管路噪聲，甚至共振。直驅(qū)式電液伺服操舵系統(tǒng)，采用集成化設(shè)計(jì)思想，集成液壓塊體連接各閥，實(shí)現(xiàn)回路功能，減少管道連接。一般的液壓集成閥塊設(shè)計(jì)，即為簡(jiǎn)單的管路集成，主要考慮了布局和布孔的優(yōu)化，少有流道優(yōu)化和低噪聲方面設(shè)計(jì)。張宏［5］指出液壓系統(tǒng)能量損失、運(yùn)動(dòng)精度、振動(dòng)、沖擊以及噪聲等無(wú)不與系統(tǒng)油流流道特性相關(guān)，因此從內(nèi)部流道優(yōu)化以及低噪聲特性設(shè)計(jì)集成閥塊十分重要?；诹鞯纼?yōu)化的液壓集成閥塊設(shè)計(jì)可參考文獻(xiàn)［5］，同時(shí)可通過(guò)提高閥塊的加工精度，保證孔道內(nèi)表面光潔度，減少毛刺等降低流動(dòng)噪聲。國(guó)外先進(jìn)制造公司甚至采用精密制造工藝生產(chǎn)集成閥塊，以改善液體流動(dòng)性能。

2.4液壓缸

液壓缸是系統(tǒng)的執(zhí)行元件，頻繁往復(fù)運(yùn)動(dòng)。在液壓缸中的活塞桿或柱塞等部件長(zhǎng)期使用發(fā)生彎曲時(shí)，與液壓缸的油封、甚至是缸壁的機(jī)械摩擦加劇，將產(chǎn)生劇烈振動(dòng)［6］。油液中混入氣體時(shí)，液壓缸中的高壓也將導(dǎo)致氣穴現(xiàn)象引發(fā)較大噪聲。因此，液壓缸制造應(yīng)提高活塞加工質(zhì)量，保證活塞桿與缸筒的對(duì)中和密封。同時(shí)，應(yīng)排盡油液中空氣，降低氣穴噪聲。

3　液壓沖擊仿真分析

液壓系統(tǒng)中的噪聲主要有流體噪聲、結(jié)構(gòu)噪聲以及由于系統(tǒng)表面振動(dòng)而引起的空氣噪聲，而結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲在很大程度上都由流體噪聲引起［7］。流體噪聲主要由流量脈動(dòng)以及液壓沖擊產(chǎn)生，文獻(xiàn)指出壓力變化量和壓力變化率是衡量液壓沖擊強(qiáng)度的量化指標(biāo)［8］。因此本節(jié)將重點(diǎn)針對(duì)液壓沖擊現(xiàn)象，搭建系統(tǒng)AMESim 仿真模型，以直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)作動(dòng)器兩腔壓力差為指標(biāo)，研究設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)液壓沖擊噪聲的影響。

基于直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)原理設(shè)計(jì)，AMESim 仿真模型可搭建為如圖2所示。

圖2 直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)仿真模型Fig.2　DDVC's simulation model

傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)中，液壓沖擊產(chǎn)生的直接原因是伺服閥的頻繁開啟與關(guān)閉。直驅(qū)式電液伺服操舵系統(tǒng)取消了伺服閥的設(shè)計(jì)，降低了液壓沖擊的可能性。然而，液壓沖擊一旦產(chǎn)生，不僅降低設(shè)備可靠性，還將產(chǎn)生較大振動(dòng)噪聲，因此系統(tǒng)仍需進(jìn)行抗沖擊設(shè)計(jì)。本節(jié)研究電機(jī)加速度、控制器位置超調(diào)量和外界負(fù)載變化率與系統(tǒng)液壓沖擊之間的關(guān)系，找出產(chǎn)生液壓沖擊的根本原因，為抗沖擊設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)。

3.1電機(jī)加速度對(duì)液壓缸兩腔壓力差變化的影響

在 AMESim中，輸入幅值大小為 750 r·min-1，運(yùn)動(dòng)時(shí)間為 5 s的電機(jī)轉(zhuǎn)速信號(hào)，設(shè)置電機(jī)加速度為1 200 r/min·s-1，600 r/min·s-1和 360 r/min·s-1，觀察液壓缸兩腔壓力差變化、舵角輸出以及電機(jī)轉(zhuǎn)速，結(jié)果如圖3～圖4所示。

圖3　不同電機(jī)加速度下液壓缸兩腔壓差變化Fig.3　The pressure difference under different motor acceleration

圖4　不同電機(jī)加速度下的電機(jī)轉(zhuǎn)速Fig.4　Motor speed under different motor acceleration

仿真結(jié)果可知：

1）在電機(jī)啟動(dòng)階段電機(jī)加速度越小，液壓缸兩腔壓力差的變化梯度越小，但都存在壓力振蕩，初步理論分析可知，此壓力振動(dòng)由電機(jī)轉(zhuǎn)速振蕩與系統(tǒng)結(jié)構(gòu)共同決定，并非由電機(jī)加速度決定。

2）電機(jī)減速階段，液壓缸兩腔壓力差也存在波動(dòng)，且電機(jī)加速越小，壓力差的變化梯度越小，相比啟動(dòng)階段，減速階段的壓力差變化梯度以及振蕩程度都較小，因此，系統(tǒng)液壓沖擊振動(dòng)更易出現(xiàn)在啟動(dòng)階段；

3）電機(jī)加速度越小，壓力波動(dòng)越小，液壓系統(tǒng)振動(dòng)越小，但剎車距離越大。

3.2位置超調(diào)量對(duì)壓力對(duì)液壓缸兩腔壓力差變化的影響

在 AMESim中輸入幅值為 15°的階躍舵角信號(hào)，通過(guò)設(shè)置位置 PID 控制器的比例系數(shù) P 來(lái)實(shí)現(xiàn)不同的位置超調(diào)量，觀察空載的舵角輸出、電機(jī)轉(zhuǎn)速和液壓缸兩腔壓力差，結(jié)果如圖5～圖6所示。

仿真結(jié)果可知：

1）電機(jī)啟動(dòng)階段，不同超調(diào)量下的液壓缸兩腔壓力差波動(dòng)相同（矩形框處），由于啟動(dòng)階段，電機(jī)的轉(zhuǎn)速變化都一樣，因此壓力波動(dòng)一致；

圖5　空載條件下的轉(zhuǎn)速輸出Fig.5　Motor speed under no-load

圖6　空載條件下的壓力差輸出Fig.6　Pressure difference under no-load

2）電機(jī)剎車階段，超調(diào)量越大，壓力差波動(dòng)越劇烈（橢圓處），但隨著超調(diào)量增加，壓力差波動(dòng)劇烈程度趨于一定值；

3）超調(diào)量引起壓力差波動(dòng)主要在舵角剎車階段，由于位置超調(diào)引起了電機(jī)轉(zhuǎn)速超調(diào)，導(dǎo)致壓力差的波動(dòng)。

3.3外界負(fù)載沖擊對(duì)液壓缸兩腔壓力差變化的影響

在 t=10 s 時(shí)，輸入幅值為 12 t，上升至 12 t 力所用時(shí)間為 0.000 1 s，0.01 s和 1 s，觀察液壓缸兩腔壓力差和舵角輸出，結(jié)果如圖7～圖9所示：

圖7　液壓缸兩腔壓力差變化Fig.7　Pressure difference of cylinder two cavities

圖8　舵角輸出Fig.8　Rudder angle output under different load

由仿真結(jié)果可知：

1）當(dāng)外界負(fù)載壓力的梯度越大，液壓缸兩腔壓力差的變化越大，且易產(chǎn)生峰值，但是峰值產(chǎn)生之后，立即會(huì)穩(wěn)定；

2）舵角輸出不易受外界負(fù)載沖擊的影響，即外界負(fù)載沖擊并未引起舵角輸出振蕩。

3.4小 結(jié)

通過(guò)仿真結(jié)果可知，電機(jī)加速度的大小直接影響系統(tǒng)沖擊強(qiáng)度大小。控制器參數(shù)的變化，本質(zhì)也是由于控制器改變了電機(jī)加速度。因此，直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)沖擊噪聲，直接決定于電機(jī)加速度的變化。在硬件配置不變的情況下，可考慮優(yōu)化控制策略，改進(jìn)電機(jī)轉(zhuǎn)速控制算法，降低液壓沖擊。外界負(fù)載力的變化，屬于擾動(dòng)參數(shù)，為不可控因素。因此，必須考慮加裝壓力衰減器，采用軟管等硬件設(shè)計(jì)來(lái)降低負(fù)載擾動(dòng)沖擊。

4　結(jié) 語(yǔ)

本文從降低液壓操舵系統(tǒng)噪聲角度出發(fā)，提出了直驅(qū)式電液伺服系統(tǒng)的架構(gòu)設(shè)計(jì)，從原理設(shè)計(jì)上降低系統(tǒng)噪聲。根據(jù)液壓系統(tǒng)噪聲的來(lái)源部位，首先基于設(shè)計(jì)原理，對(duì)元件噪聲源進(jìn)行了分析，指出交流異步電機(jī)，螺桿泵更適用于系統(tǒng)的低噪聲設(shè)計(jì)。同時(shí)，采用一體化的集成閥塊設(shè)計(jì)，避免了管路噪聲。低噪聲、流道優(yōu)化的集成閥塊設(shè)計(jì)不僅改善系統(tǒng)內(nèi)部油流特性，還可降低流體噪聲。然后，對(duì)系統(tǒng)整體，建立了AMESim 仿真模型，重點(diǎn)針對(duì)系統(tǒng)液壓沖擊進(jìn)行了定性仿真分析，仿真知：電機(jī)加速度直接影響系統(tǒng)的壓力波動(dòng)；外界負(fù)載的突變帶來(lái)的沖擊影響有限。下一步，可根據(jù)仿真結(jié)果，采用蓄能器、壓力衰減器或者優(yōu)化算法控制等方法，進(jìn)一步降低系統(tǒng)的沖擊振動(dòng)。

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Low noise design and characteristics analysis for marine steering system

CHEN Zong-bin1，2，HE Lin1，2，XU Rong-wu1，2
（1.Institute of Noise and Vibration，Naval University of Engineering，Wuhan 430033，China；2.State Key Laboratory of Ship Vibration and Noise，Wuhan 430033，China）

In modern time，we all want a quiet life.But the marine steering system produce great noise，which affect the crew life seriously.Because of that，a new low noise steering system is put forward，which adopts the direct drive electrohydraulic servo system architecture.Aiming at reducing the system noise，low noise components are chosen.The main noise source of whole system is fluid noise.So，in view of the fluid impulsive noise，simulation analysis is carried out.Finally，based on the simulation analysis，the noise reduction design suggestions are given.

low noise；direct drive electro-hydraulic servo system；hydraulic impact

U674.941+

A

1672-7619（2016）07-0049-05

10.3404/j.issn.1672-7619.2016.07.011

2015-06-25；

2015-09-14

陳宗斌（1992-），男，碩士研究生，主要從事液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)及仿真工作。