董 亮，劉嘉偉，劉厚林，肖佳偉，趙宇琪

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液力減速器空化特征信號量化分析方法與驗證

董 亮，劉嘉偉，劉厚林，肖佳偉，趙宇琪

（江蘇大學(xué)流體機械工程技術(shù)研究中心，鎮(zhèn)江 212013）

空化監(jiān)測閾值的確定是對液力減速器空化狀態(tài)判別的關(guān)鍵環(huán)節(jié)。為準(zhǔn)確量化液力減速器空化信號特征閾值，搭建了扭矩、振動、噪聲、壓力脈動和高速攝影的同步采集試驗臺。并在引入寬頻帶振動加速度和寬頻帶噪聲聲壓級的基礎(chǔ)上的，采用對每種工況計算其均值序列的原則對葉片傾角為0°的液力減速器的振動、噪聲和壓力脈動的空化特征信號進行了量化分析，確定了振動、噪聲和壓力脈動信號及其空化特征頻帶內(nèi)的閾值。振動加速度級2 000～3 000 Hz頻帶閾值為94.5 dB，4 000～5 000 Hz頻帶閾值為89 dB。噪聲聲壓級2 000～4 000 Hz頻帶內(nèi)閾值為97 dB；5 000～6 400 Hz頻帶內(nèi)閾值為78 dB；4APF處比值1.9，BPF處比值2.3。為了驗證該文所建立量化分析方法的有效性，以葉片傾角為15°的液力減速器為研究對象，采用該文所提出的閾值確定方法對其空化狀態(tài)進行評判，驗證工況A（初始壓力0.01 MPa）和B（初始壓力0.03 MPa）任一特征頻帶上的振動噪聲均大于相應(yīng)閾值，判斷工況A和B發(fā)生了空化；驗證工況C（初始壓力0.06 MPa）小于閾值，未發(fā)生空化。并通過高速攝影試驗進行驗證，驗證工況A和B出現(xiàn)氣泡，驗證工況C未觀測到氣泡。結(jié)果表明，該文所提出的閾值確定方法能夠準(zhǔn)確的區(qū)分出液力減速器的空化狀態(tài)。

振動；噪聲；信號分析；液力減速器；空化；壓力脈動

0 引 言

車輛日益向高速重載的方向發(fā)展，僅依靠傳統(tǒng)機械摩擦式制動器已經(jīng)不能滿足人們對車輛安全性和舒適性的要求，特別是在山區(qū)和礦山上行駛的大噸位載重車輛，制動負(fù)荷過大易出現(xiàn)制動器熱衰退現(xiàn)象，嚴(yán)重影響汽車的安全性。因此，除了安裝行車制動器外，液力減速器作為一種制動平穩(wěn)、噪聲小、安全可靠的高速輔助制動裝置得到了廣泛地應(yīng)用[1-3]。

國內(nèi)對液力減速器的研究主要集中在結(jié)構(gòu)設(shè)計、轉(zhuǎn)速-制動力矩性能試驗和內(nèi)流場的CFD數(shù)值模擬[4-6]等方面。過學(xué)訊等[7]通過試驗研究了液力減速器轉(zhuǎn)速-轉(zhuǎn)矩性能發(fā)現(xiàn)制動力矩隨著轉(zhuǎn)速的上升而提高。馮宜彬等[8]運用CFD數(shù)值模擬驗證制動力矩隨轉(zhuǎn)速單調(diào)遞增，且符合二次曲線的變化規(guī)律。

液力減速器不可避免的會發(fā)生空化現(xiàn)象，而空化會降低液力減速的制動性能、誘發(fā)振動噪聲、縮短使用壽命，因此，對液力減速器空化的監(jiān)測變得極其重要。準(zhǔn)確地判斷空化狀態(tài)能夠減少空化帶來的損失，而確定空化發(fā)生的閾值是空化狀態(tài)判斷的關(guān)鍵環(huán)節(jié)。

常用的空化監(jiān)測方法有噪聲測試法[9]、高速攝影法[10]、超聲監(jiān)測法[11]、壓力測試法[12]和振動測試法[13]等。卿彪等[14]深入研究離心泵空化噪聲機理，得到離心泵空化噪聲信號的特征主要集中在低頻段，而在中高頻段沒有明顯特征。趙越等[15]基于水聽器測試系統(tǒng)提取空化噪聲特征型號來判斷初生空化，并驗證方法準(zhǔn)確性。Duan等[16]利用時域和頻域分析不同測點位置的振動信號得到空化的振動特性。蘇永生等[17]建立時間序列數(shù)學(xué)模型，利用模型殘差的方差值判別離心泵的運行狀態(tài)，實現(xiàn)對其空化特征的識別。

目前，國內(nèi)外學(xué)者對液力減速器的性能預(yù)測及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計進行了諸多研究。Bilu?等[18]研究并量化空化對壓力和結(jié)構(gòu)脈沖強度的影響。魯毅飛等[19]建立了液力減速器制動性能的數(shù)學(xué)模型，為液力減速器的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供了理論基礎(chǔ)。閆清東等[20-21]進行了瞬態(tài)流場仿真模擬，對液力減速器內(nèi)流場特性、制動外特性進行仿真計算并分析，對優(yōu)化前、后緩速制動性能進行了對比，得到液力減速器動、定輪最優(yōu)葉片數(shù)。王峰等[22-23]基于CFD 技術(shù)，對液力減速器全充液工況內(nèi)流場進行數(shù)值模擬分析，得到了內(nèi)流場壓力、速度分布特性。并運用模擬實現(xiàn)了對流體壓力作用下的葉片強度問題較為精確的有限元分析。魏巍等[24]對不同液體填充比為100%，80%，60%，40%和20%的工作狀態(tài)進行仿真模擬，通過施加混合流道入口和出口的合理邊界條件進行模擬，得到不同充液比和轉(zhuǎn)速的制動性能曲線和功率損耗曲線。Li等[25]基于CFD技術(shù)滑動網(wǎng)格理論，對液壓緩速器中單相湍流的三維液體數(shù)值模擬進行了數(shù)值模擬。分析了速度和壓力分布的內(nèi)部特征、制動力矩，結(jié)果與試驗結(jié)果吻合。Chad[26]研究液力變矩器，對模型的空化噪聲及渦輪誘導(dǎo)噪聲進行測量，研究發(fā)現(xiàn)空化噪聲在低轉(zhuǎn)速比的極端轉(zhuǎn)矩下易發(fā)生。

目前，仍缺少液力減速器不同空化程度對制動轉(zhuǎn)矩、振動噪聲、壓力脈動特征信號影響的系統(tǒng)研究；缺少液力減速器不同空化階段判別方法。

本文對液力減速器空化時振動、噪聲以及壓力脈動信號進行分析，研究了這些信號在空化前后的特性。用3原則，確定振動、噪聲以及壓力脈動信號和在其空化特征頻帶內(nèi)的閾值[27]，為液力減速器空化階段的判別提供理論依據(jù)。最后，通過新模型對所提方法進行了驗證。

1 試驗對象及方案

1.1 試驗對象

研究對象液力減速器是由YOX系列液力減速器模型基礎(chǔ)上依據(jù)幾何相似定律獲得的，縮比系數(shù)為3。簡化后的試驗?zāi)Ｐ屯耆Ａ袅薡OX系列液力減速器的主要結(jié)構(gòu)形式。本文將葉片傾角為0°的液力減速器作為研究對象，泵輪采用金屬材料，渦輪采用有機玻璃材料。液力減速器各部件名稱見圖1。泵輪與渦輪具體參數(shù)如下：循環(huán)圓內(nèi)徑為50mm，循環(huán)圓外徑為150 mm，葉片高度為20 mm，泵輪葉片數(shù)為11，渦輪葉片數(shù)為12。

1.泵輪 2.渦輪 3.殼體 4.后蓋板 5.機械密封 6.軸 7.軸承箱 8.軸承 9.地腳螺栓

1.2 試驗系統(tǒng)

試驗在江蘇大學(xué)國家水泵研究中心實驗室進行，試驗系統(tǒng)包括液力減速器運行系統(tǒng)及信號采集系統(tǒng)，如圖2所示。用清水代替油作為液力減速器的工作介質(zhì)，噪聲特性基本一致，此外清水代替油更有利于觀察空泡的產(chǎn)生、發(fā)展和潰滅過程（通過高速攝影試驗），為多組工況試驗的實施節(jié)約了時間。通過對進出口球閥控制達到流量以及減速器腔體內(nèi)壓力控制的目的；信號采集系統(tǒng)包括對壓力、振動加速度、外聲場噪聲、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩數(shù)據(jù)的采集[28-29]。

1.變頻器 2.轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩采集儀 3.數(shù)據(jù)采集系統(tǒng) 4.電機 5.轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器 6、15.球閥 7.溫度計 8.液力減速器 9.聲壓傳感器 10.高速攝影相機 11.計算機 12.增壓泵 13.LED燈 14.水池

通過高速攝影拍攝來判斷液力減速器內(nèi)部的空化狀態(tài)。試驗臺配備INV3020C高性能數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，單臺采集系統(tǒng)可達104 通道，最高采樣頻率102.4 kHz，并對振動、噪聲等非定常信號的同步采集。振動加速度傳感器采用美國PBC 公司生產(chǎn)的INV9822A 型ICP 加速度傳感器，外聲場噪聲的測量采用INV9206 型聲壓傳感器，壓力脈動的采集采用HM90高頻動態(tài)壓力變送器。DASP V10軟件對信號進行處理分析。高速攝影系統(tǒng)由高速相機、多功能相機臺架、2個LED 燈和MSTUDIO 軟件等構(gòu)成。高速相機采用美國IDT 公司生產(chǎn)的YSLM 型高速攝影相機，最大拍攝速率為256 000 幀/s，能夠充分保證對空泡動態(tài)特性的捕捉。驅(qū)動電機采用皖南三相異步電機，額定轉(zhuǎn)速1 500 r/min，最大轉(zhuǎn)速2 000 r/min，轉(zhuǎn)動慣量0.02 kg·m2。變頻器采用三星公司生產(chǎn)的F700變頻器，對電機進行變頻調(diào)速。外特性試驗系統(tǒng)采用江蘇蘭菱機電科技有限公司ZJ型轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器進行，扭矩示值誤差在0.2%以內(nèi)。

1.3 試驗方案

1）試驗前對轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器、壓力脈動傳感器、振動加速度傳感器和噪聲傳感器分別進行調(diào)零。

2）在液力減速器全充液狀態(tài)下，通過進、出口閾門的開度控制腔內(nèi)壓力為0.1 MPa，啟動驅(qū)動電機使其運行在800、900、1 000、1 100和1 200 r/min，并進行高速攝影、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、溫度、壓力、噪聲和振動加速度等信號的采集。

3）變進出口閾開度使腔內(nèi)壓力逐漸降低0.08、0.06、0.04、0.03、0.02和0.01MPa，每個壓力重復(fù)步驟（2），獲得液力減速器轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、壓力、噪聲和振動加速度等信號。

試驗高速攝影系統(tǒng)、振動加速度測點M1、M2、M3及壓力脈動測點布置如圖3所示；外聲場測點放置在試驗?zāi)Ｐ驼胺? m處。

1.液力減速器渦輪 2.液力減速器泵輪 3.LED燈1 4.LED燈2 5.多功能相機臺架 6.高速攝影相機 7.測點M1 8.測點M2 9.壓力脈動測點 10.測點M3

2 試驗結(jié)果分析

2.1 外特性試驗分析

大部分流體機械工作發(fā)生空化時，會在性能上產(chǎn)生明顯的變化，如水泵、水輪機等表現(xiàn)為揚程和效率的降低，而液力減速器偏離正常工況運行時在其性能上表現(xiàn)為制動轉(zhuǎn)矩的下降，試驗中通過控制減速器腔內(nèi)的壓力從0.1 MPa降低到0.01 MPa獲得不同轉(zhuǎn)速下各工況的制動轉(zhuǎn)矩，試驗結(jié)果如表1所示。由表1可以發(fā)現(xiàn)，初始壓力恒定時，轉(zhuǎn)速越大則制動轉(zhuǎn)矩越大。為準(zhǔn)確研究制動轉(zhuǎn)矩跟空化的關(guān)系，引入“相對轉(zhuǎn)矩”和“變化率”的概念，其定義如下：相對轉(zhuǎn)矩是某初始壓力下的制動轉(zhuǎn)矩與相同轉(zhuǎn)速下初始壓力為0.1 MPa的制動轉(zhuǎn)矩差值的絕對值；變化率為相對轉(zhuǎn)矩與初始壓力為0.1 MPa在相同轉(zhuǎn)速下的制動轉(zhuǎn)矩的比值。不同轉(zhuǎn)速及初始壓力下相對轉(zhuǎn)矩及變化率如表1所示。

表1 不同轉(zhuǎn)速及壓力下制動轉(zhuǎn)矩、相對轉(zhuǎn)矩及變化率

結(jié)合表1和前期研究成果[30]，可以將液力減速器空化性能試驗中的工況分為未空化階段、空化初生階段、嚴(yán)重空化階段3個階段。未空化階段相對轉(zhuǎn)矩變化率為小于2.0%，空化初生階段相對轉(zhuǎn)矩變化率在2.0%～5%之間，嚴(yán)重空化階段相對轉(zhuǎn)矩變化率大于5%。隨著相對轉(zhuǎn)矩變化率的增加，空化程度逐漸加劇。

2.2 振動信號量化分析

2.2.1 寬頻帶振動加速度級

為了定量的研究空化前后特征頻帶變化規(guī)律，參考聲壓級等量級定義振動加速度譜級和寬頻帶振動加速度級。已知振動加速度級L定義為

式中e為振動加速度的有效值，mm/s2；0為參考值，通常取0=10-6m/s2。

振動加速度譜級Ls(f)的定義是將振動加速度信號通過帶寬1 Hz的理想濾波器得到的振動加速度級，其計算公式為

式中f為第號濾波器的中心頻率，Hz；Δf為第號濾波器的有效寬頻帶。

在已知振動加速度譜級時，可以根據(jù)式（2）計算頻帶振動加速度級a(f)，然后根據(jù)式（3）計算寬頻帶振動加速度級L（或總振動加速度級）

根據(jù)振動信號特征頻帶的分布范圍，對振動加速度信號進行量化分析，分別對其進行2 000～3 000和4 000～5 000 Hz的帶通濾波。以1 100 r/min轉(zhuǎn)速下不同初始壓力為不同工況，工況1至工況7壓力分別為0.1、0.08、0.06、0.04、0.03、0.02、0.01 MPa。觀察不同工況下振動加速度信號在這2個頻帶內(nèi)總振動加速度級的變化規(guī)律。

取3個測點M1、M2、M3，M1點測量的是液力減速器垂直于地面方向上的振動加速度，M2點測量軸向的振動加速度，M3點測量指向減速器葉輪軸心的徑向方向的振動加速度。得到M1、M2和M3測點的振動加速度級在這2個頻帶內(nèi)工況1~7的變化規(guī)律如圖4所示。

由圖4a可見，2 000~3 000 Hz寬頻帶內(nèi)振動加速度級隨著初始壓力減小呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢。M1、M2和M3測點有著相同的變化規(guī)律，工況1~4（未空化階段），寬頻帶振動加速度級的變化較小，在工況5（空化初生階段），有至少10dB的增加。圖4b為4 000~5 000 Hz頻帶的寬頻帶振動加速度級，有著類似的變化趨勢。

2.2.2 振動閾值

表2列出了空化前后不同轉(zhuǎn)速下M2點各寬頻帶振動加速度級大小，表中將工況1的振動信號作為參考背景。比較2個頻帶的寬頻帶振動加速度級看出，2 000～3 000 Hz頻帶內(nèi)，空化前各轉(zhuǎn)速的寬頻帶振動加速度級差值為15～17 dB，4 000～5 000 Hz頻帶內(nèi)，空化前后各轉(zhuǎn)速的寬頻帶振動加速度級差值為10～13 dB。空化振動的特征頻率只與空泡破滅產(chǎn)生的頻率有關(guān)，是氣泡自身的特性，與泵輪轉(zhuǎn)速沒有關(guān)。

注：轉(zhuǎn)速為1 100 r·min-1，工況1至工況7壓力分別為0.1、0.08、0.06、0.04、0.03、0.02、0.01 MPa。

表2 不同轉(zhuǎn)速下M2點的寬頻帶振動加速度級

由表2可知，空化前后振動特征頻帶的寬頻帶振動加速度級的變化在恒定范圍內(nèi)，因此引入3原則進行振動閾值的確定。3原則是指對每種工況計算其均值序列()，計算方法為

方差序列2()計算方法為

式中x()為不同轉(zhuǎn)速下最大加速度級；式中=4。經(jīng)過上述步驟可以得到2條光滑的上下閾值()±(),=1,2,3,···,。文中取=3，將所得下限值作為文中所述的空化閾值。

閾值的選擇以各工況下最大振動加速度級的均值()和均方差()為依據(jù)，以()為參考基準(zhǔn)，根據(jù)3原則，在此基礎(chǔ)上再降低3()作為參考監(jiān)測閾值，最后確定各頻帶的閾值。2 000～3 000 Hz頻帶內(nèi)均值為97.8dB，均方差為1.1 dB，閾值為94.5 dB；4 000～5 000 Hz頻帶內(nèi)均值為94 dB，均方差為1.6 dB，閾值為89 dB。

2.3 噪聲信號量化分析

2.3.1 寬頻帶噪聲聲壓級

空化后噪聲聲壓級頻譜圖在頻帶范圍為2 000～4 000 Hz和5 000～6 400 Hz出現(xiàn)寬頻帶，作為空化診斷的特征量。定義噪聲聲壓譜級和寬頻帶噪聲聲壓級（或總噪聲聲壓級）。已知聲壓級p定義為

式中p為聲壓的有效值，Pa；0為參考值，通常取0=2×10-5Pa。

噪聲聲壓譜級L(f)的定義是將噪聲信號通過帶寬1 Hz的理想濾波器得到的聲壓級，其計算公式為

在已知振動加速度譜級L(f)時，可以根據(jù)式（7）計算頻帶振動加速度L(f)，然后根據(jù)式（8）計算寬頻帶噪聲聲壓級L（或總噪聲聲壓級）

為了對噪聲信號進行量化分析，對2 000～4 000 Hz和5 000～6 400 Hz頻帶內(nèi)工況1～7分別進行帶通濾波，研究其在這2個頻帶內(nèi)寬頻帶噪聲聲壓級的變化規(guī)律，如圖5所示。

圖5 不同寬頻帶噪聲聲壓級

由圖5可知，隨著初始壓力的降低，寬頻帶噪聲聲壓級隨著初始壓力的減小呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，并在工況5（空化初生階段）出現(xiàn)最大值。

2.3.2 噪聲閾值

現(xiàn)有研究發(fā)現(xiàn)，空化噪聲主要分為2種：一是空泡以它的固有頻率振動而產(chǎn)生的聲輻射；二是空泡潰滅時產(chǎn)生的沖擊聲輻射，因此空化噪聲是空泡自身的特性。表3列出了空化前后不同泵輪轉(zhuǎn)速下各寬頻帶噪聲聲壓級大小，表中將工況1的噪聲信號作為參考。從2個頻帶的寬頻帶噪聲聲壓級可以看出，2 000～4 000 Hz頻帶內(nèi)，空化前后各轉(zhuǎn)速的寬頻帶噪聲聲壓級差值為7～9 dB；5 000～6 400 Hz頻帶內(nèi)，空化前后各轉(zhuǎn)速的寬頻帶噪聲聲壓級差值為7～9 dB，此頻段對空化較敏感，適合作為空化監(jiān)測的特征頻段。

表3 不同轉(zhuǎn)速下的寬頻帶噪聲聲壓級

監(jiān)測閾值的選擇與振動監(jiān)測采用的方法相同，以各工況下最大噪聲聲壓級的均值和均方差為依據(jù)，以均值為參考基準(zhǔn)，根據(jù)3原則，在此基礎(chǔ)上再降低3倍均方差作為參考監(jiān)測閾值，最后確定各頻帶的閾值如下：2 000～4 000 Hz頻帶內(nèi)均值為99 dB, 均方差為0.7 dB，閾值為97 dB；5 000～6 400 Hz頻帶內(nèi)均值為80.3 dB，均方差為0.8 dB，閾值為78 dB。

2.4 壓力脈動信號量化分析

2.4.1 特征頻率確定

圖6為壓力脈動頻域圖。

注：APF為軸頻，Hz；BPF為葉頻，Hz。

由圖6可知，空化信號的頻域特性明顯，因此在空化監(jiān)測時會通過頻域分析確定空化信號的頻譜成分，進而識別空化的特征頻率。根據(jù)前期試驗分析可以發(fā)現(xiàn)，振動與噪聲的空化特征頻帶在2 000Hz以上，而壓力脈動的特征頻帶與振動和噪聲不同，主要體現(xiàn)在軸頻及其倍頻以及葉頻上。蘇永生等[27]提出了根據(jù)頻域圖壓力脈動特征頻率幅值的變化進行離心泵空化監(jiān)測的方法。由圖6可知，軸頻倍頻和葉頻信號對空化的發(fā)展程度很敏感，隨著空化加劇，峰值頻率從高倍頻向低倍頻移動，低頻信號增強，同時葉頻信號也逐漸減弱。

為研究各頻率下的峰值信號對空化的敏感性。幾個特征頻率在工況1～7過程（初始壓力逐漸減小，從未空化階段發(fā)展到嚴(yán)重空化階段）的峰值脈動幅值變化規(guī)律如圖7所示。

圖7 不同頻率的壓力脈動幅值

圖7為4個特征頻率在工況1～7初始壓力逐漸減小的過程中幅值變化情況，其中工況1～4為未空化工況，工況5～7為空化工況，工況5為空化初生工況。由圖7可知，1倍軸頻（APF）和2倍軸頻（2APF）幅值隨著空化程度的加劇呈現(xiàn)增大趨勢；4倍軸頻（4APF）和1倍葉頻（BPF）幅值隨著空化程度的加劇呈現(xiàn)減小趨勢；2倍軸頻、4倍軸頻和1倍葉頻空化前后壓力脈動幅值變化明顯，但是由于2APF脈動幅值與背景干擾脈動信號接近，不適合作為空化監(jiān)測的特征頻率，最后選取4APF和BPF作為壓力脈動空化監(jiān)測的特征頻率。

2.4.2 壓力脈動閾值

表4對泵輪轉(zhuǎn)速在900～1 200r/min的空化前后壓力脈動幅值進行了統(tǒng)計。表中的空化前平均幅值是某一恒定轉(zhuǎn)速下初始壓力變化時特征頻率的均值，比值為該均值與相應(yīng)轉(zhuǎn)速下空化初生幅值之商。

表4 空化壓力脈動幅值變化

由表4可知，泵輪轉(zhuǎn)速減小時，特征頻率處空化前幅值均明顯減小，4APF處比值大于等于1.9，BPF處比值大于等于2.3。隨著空化的加劇，4APF和BPF處壓力脈動幅值減小，將空化前幅值與空化初生幅值最小比值作為壓力脈動監(jiān)測的閾值。

3 方法驗證

采用葉片傾角為15°的液力減速器作為研究對象，結(jié)構(gòu)參數(shù)與本文采用的直葉片模型保持一致。將初始壓力0.1 MPa、泵輪轉(zhuǎn)速1 000 r/min的工況作為參考基準(zhǔn)，選取初始壓力為0.01、0.03和0.06 MPa的工況作為驗證對象，分別命名為驗證工況A、驗證工況B和驗證工況C。

3.1 外特性

將15°驗證模型對參考工況和驗證工況A、B、C進行外特性試驗：參考工況的制動轉(zhuǎn)矩為14.9 N·m；驗證工況A、B和C的制動轉(zhuǎn)矩分別為13.3、14.4和14.7 N·m。與參考工況相比，驗證工況A、B和C的轉(zhuǎn)矩變化率分別為10.7%、3.4%和1.3%。根據(jù)3個驗證工況制動轉(zhuǎn)矩的變化情況，判斷驗證工況A、B和C分別屬于嚴(yán)重空化階段、空化初生階段和未空化階段。

3.2 振動與噪聲

將空化特征頻段的振動加速度級及噪聲聲壓級進行量化，處理結(jié)果如表5所示。

表5 寬頻帶振動加速度級及聲壓級閾值驗證

注：驗證工況A、B、C的初始壓力分別為0.01、0.03、0.06 MPa。

Note: Initial pressures of verification condition A, B and C are 0.01, 0.03, 0.06 MPa, respectively.

由表5可知，驗證工況A和驗證工況B任一特征頻帶上的振動加速度級及聲壓級均大于其相應(yīng)的閾值，因此判斷驗證工況A和驗證工況B發(fā)生了空化；驗證工況C在2個特征頻帶上均小于其相應(yīng)的閾值，因此判斷驗證工況C未發(fā)生空化。

3.3 壓力脈動

將4APF處峰值進行量化，將工況A、B和C在4APF和BPF處的壓力脈動幅值與參考工況進行對比，其中比值是參考工況的壓力脈動幅值與驗證工況的比值，結(jié)果如表6所示。在4APF處，比值分別為5.3、2.1和0.9，BPF處比值分別為2.0、2.3和1。

前文已經(jīng)確定4APF和BPF的壓力脈動（即比值）分別為1.9和2.3。驗證工況A和B在4APF和BPF處比值都大于閾值，因此判斷驗證工況A和B都發(fā)生了空化；驗證工況C在4APF和BPF處比值都小于閾值，因此判斷驗證工況C未發(fā)生空化。本文的空化閾值判定方法對此系列液力減速器具有普適性。

表6 特征頻率幅值對比

3.4 高速攝影

為了更加準(zhǔn)確的驗證方法的有效性，運用高速攝影相機對驗證工況A、B和C進行拍攝，結(jié)果如圖8所示。由圖8可知，圖8a中出現(xiàn)大量白色氣泡，圖8b中出現(xiàn)少量白色氣泡，圖8c未觀測的氣泡的產(chǎn)生，因此可以判斷驗證工況A和驗證工況B都發(fā)生了空化，驗證工況C則未發(fā)生空化。分別提取振動、噪聲和壓力脈動在空化信號上的特征量，與上節(jié)確定的各信號閾值對比，最后確定是否發(fā)生空化。結(jié)果顯示，本文的液力減速器振動、噪聲和壓力脈動的閾值確定方法都可以很好的識別出空化。

圖8 高速攝影圖

4 結(jié) 論

1）根據(jù)相對轉(zhuǎn)矩變化將液力減速器整個空化過程分為未空化（相對轉(zhuǎn)矩變化率為小于2.0%）、空化初生（相對轉(zhuǎn)矩變化率在2.0%～5%之間）、嚴(yán)重空化（相對轉(zhuǎn)矩變化率大于5%）。隨著相對轉(zhuǎn)矩變化率的增加，空化程度逐漸加劇。

2）空化所引起的特征信號體現(xiàn)為寬頻特征，隨空化的發(fā)展寬頻特征加強。寬頻帶內(nèi)振動加速度級及噪聲聲壓級均隨著初始壓力減小呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢。振動加速度級、噪聲聲壓級在空化初生階段出現(xiàn)最大值。

3）振動加速度級2 000～3 000 Hz頻帶的閾值為94.5dB，4 000～5 000 Hz頻帶的閾值為89 dB。噪聲聲壓級2 000～4 000 Hz頻帶內(nèi)閾值為97 dB；5 000～6 400 Hz頻帶內(nèi)閾值為78 dB。

4）4APF和BPF是壓力脈動空化監(jiān)測的有效特征頻率，4APF處比值1.9，BPF處比值2.3。監(jiān)測空化前平均幅值和空化初生幅值之比，大于閾值則發(fā)生空化。

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Quantitative analysis method and verification of cavitation characteristic signal of hydraulic retarder

Dong Liang, Liu Jiawei, Liu Houlin, Xiao Jiawei, Zhao Yuqi

(212013,)

For accurately quantitatively analyzing characteristics threshold of hydraulic retarder cavitation signal and providing a theoretical basis for the structural optimization of hydraulic retarder and avoiding cavitation resulting in the decrease of braking capacity, a test rig is set, which can collect vibration, noise and pressure pulsation signal synchronously. In the test system, different from the original medium, the medium is clear water which does not change the initial conditions of cavitation and is more conducive to observe the development process of cavitation. In addition, clear water is easy to be replaced, so that the test difficulty is reduced. First, we test the external characteristics and conduct the signal acquisition. The pressure in reducer casing is maintained at 0.1 MPa by booster pump, and the drive motor runs at 800, 900, 1 000, 1 100 and 1 200 r/min respectively. Then the high-speed photography is carried out, and the acquisition of rotation rate, torque, temperature, pressure, noise and vibration acceleration signals is performed, followed by a cavitation performance test and its relevant signal acquisition. Next, pressure inside the chamber is reduced to 0.08, 0.06, 0.04, 0.03, 0.02 and 0.01 MPa respectively. Under these 6 different pressure conditions, the experiment steps were the same as those in 0.1 MPa condition. On the base of broadband vibration acceleration and broadband noise level, the principle of calculating the mean sequence of each working condition is used to analyze vibration and noise of hydraulic retarder of 0° blade dip angle quantitatively, as well as the cavitation characteristics signals of pressure fluctuation. Accordingly, the vibration, noise and pressure pulsation signal and the cavitation threshold in characteristic frequency band are determined. In order to facilitate the study of cavitation development degree under the working conditions, this paper introduces the concept of “relative torque” and “change rate” which can ease the difficult of quantification of the test data. The different cavitation stages are divided into 3 types: the non-cavitation stage, the nascent stage and the serious stage. The non-cavitation stage is the stage in which the hydraulic retarder unit is in normal operation and the relative torque change rate is less than 2.0%. The lower rotation rate and the higher pressure allow the cavitation to be suppressed so that the high-speed camera does not capture the obvious empty bubble. At nascent stage, the relative torque change rate is between 2.0% and 5%. As the rotation rate increases and the pressure in the cavity of the hydraulic reducer decreases, the local pressure of the flow field decreases below the saturated vapor pressure. As a result, bubble begins to generate and initial cavitation occurs, and the volume of vacuoles is small and the vacuoles are destroyed immediately. The relative torque change rate at serious stage is greater than 5%. At this stage, the pressure in most areas of the reducer cavity is less than the saturated vapor pressure. As most of the flow path is occupied by the bubbles, the cavities generate at the outer edge. The flow of liquid spreads to the roots of the blades and cavitation fully develops. In order to verify the effectiveness of the quantitative analysis method proposed in this paper, hydraulic retarder of 15° blade dip angle is selected. And through high-speed photography test, the results show that the proposed method of determining the threshold is able to distinguish cavitation state of hydraulic retarder. The cavitation threshold method is universal for this series of hydraulic reducers. The research provides a theoretical basis for the optimization of the structure of the hydraulic reducer.

vibrations; noises; signal analysis; hydraulic retarder; cavitation; pressure fluctuation

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.22.007

TH132.46

A

1002-6819(2017)-22-0053-08

2017-05-02

2017-09-28

國家自然科學(xué)基金（51509111）；中國博士后科學(xué)基金資助項目（2017M611721）；西華大學(xué)流體及動力機械教育部重點實驗室開放課題資助項目（szjj2017-094）；江蘇高校優(yōu)勢學(xué)科建設(shè)工程資助項目（PAPD）

董 亮，男，副研究員，主要研究方向旋轉(zhuǎn)機械設(shè)計與優(yōu)化。Email：dongliang@ujs.edu.cn