船用低噪聲液壓集成塊優化設計與分析

孫 霖，廖金軍，吳正江，于 俊

(1.海軍駐研究所軍事代表室，湖北 武漢 430064;2.華中科技大學FESTO氣動技術中心，湖北 武漢 430074;3.武漢第二船舶設計研究所，湖北 武漢 430064)

0 引言

隨著我國船舶工業技術的迅速發展，提高船用液壓系統的效率以及節能降耗技術的應用，已成為船舶液壓技術發展的主要方向之一［1］。

船用液壓集成塊是船舶集成式液壓系統中的關鍵部件。外部元件通過液壓集成塊的內部孔道連接，形成完整的液壓回路，集成部件的使用有利于形成緊湊、高效的液壓系統［2］。

液壓集成塊作為液壓元件的承裝載體，目前大多數設計過程主要圍繞外部元件的布局設計和內部孔道的連通設計［3］，文獻［4］采用智能技術解決集成塊的布局和流道的設計問題;文獻［5－6］運用遺傳、模擬退火算法及人機交互的智能設計模式進行集成塊的優化設計，完成了外部布局和內部布孔集成方案的優化和內部孔道的連通設計。為了減低集成塊工作過程中的機械沖擊和流體噪聲問題，本文運用CFD和CAE的方法對液壓集成塊進行優化設計。

1 液壓集成塊的結構原理

該液壓集成塊閥體設有與兩位四通液動換向閥、手操電磁換向閥、兩位三通液動換向閥、溢流閥以及單向閥等連接的外部接口;集成塊閥體內部有主換向閥，實現各外部功能閥的不同連接。

圖1 液壓集成塊的結構原理圖Fig.1 Sketch of hydraulic manifold block

2 結構優化

船用低噪聲液壓集成塊的設計和運用將有助于降低系統工作噪聲，提高能源利用率和工作舒適性等。如何有效地減小液壓集成塊中主換向閥的換向機械沖擊以及改善內流道流體流態是低噪聲液壓集成設計的關鍵。以下將對液壓集成塊的結構參數進行分析和優化。

2.1 主要結構參數分析

由液壓集成塊的設計要素可知，主通徑d0的計算公式為:

式中:qs為閥的額定流量，m3/s;v0為閥進、出口的允許流速，一般取v0=2～6 m/s。

改進前，液壓集成塊的設計流速為v0=6 m/s，系統流量為120 L/min，因此，根據式(1)可得液壓集成塊主通徑d0=20 mm。

由于改進前閥進、出口流速設計為允許流速的上限值，且流速的增大容易導致因流體運動不穩定(流態突變)造成的流致噪聲的產生。同時，由于集成塊空間的有限，設計流速不可能無限低，在保持現有結構和安裝接口的前提下，設計閥進、出口流速為4 m/s，并得到改進后的集成塊主通徑d0=25 mm。

2.2 優化分析

在主通徑加大的情況下，改變了主換向閥閥套上開孔的結構，從改進前的8個圓形孔改為4個腰圓形孔，并沿腰圓形孔邊緣進行倒角處理。經過改進后，集成塊內流體流速下降了56%，在閥套孔處的流體流動更加平緩。

圖2和圖3為改進前、后液壓集成塊主換向閥內流道的結構和網格劃分圖。

就改進前、后的液壓集成塊主換向閥流道結構進行CFD仿真分析。根據圖4和圖5的比較可以看出，改進前，主換向閥進、出口壓力分別為2.28 MPa和1.99 MPa，流經閥的總壓降為0.29 MPa，在閥套環向孔處出現局部低壓為1.86 MPa;改進后，主換向閥進、出口壓力分別為2.05 MPa和2.0 MPa，流經閥的總壓降為0.05 MPa。

圖4 改進前閥內壓力分布圖Fig.4 Stress distribution inside the initial valve

改進前，液壓集成塊主換向閥閥內噪聲集中在流速突變的閥套環向孔部位，最大噪聲聲功率為89.6 dB(圖6所示);改進后，閥內整體噪聲降低的情況下，閥套環向孔部位的噪聲聲功率降為58 dB(圖7所示)，較大程度地改善了閥內流體的流動狀態。

根據噪聲聲功率級與聲壓級的轉換公式，在距離液壓集成塊主換向閥1 m處的最大聲壓級為:

式中:LW為噪聲聲功率級，dB;Lp為噪聲聲壓級，dB;S為噪聲輻射的球面積，m2;ρ0為空氣密度，kg/m3;c0為空氣中聲速，m/s。

假設主換向閥噪聲輻射為半球面，于是得到距離主換向閥1 m處的聲壓級為:1)改進前:Lp=77.3 dB;2)改進后:Lp=70.4 dB。

3 換向動力學優化分析

液壓集成塊主換向閥閥芯在控制油路壓力油的作用下實現快速地換向，由于原有集成塊沒有緩沖裝置，閥芯的快速運動使得閥芯以較高速度撞擊端蓋，同時，由于油路的快速切換，還引起瞬間的流量和壓力沖擊。

圖8 改進前液壓集成塊系統原理圖Fig.8 System sketch of the initial hydraulic manifold block

改進后，在液壓集成塊的Ki控制口端設計了換向緩沖裝置(圖8和圖9所示)，采用間隙緩沖原理，當控制口K通入壓力油，閥芯運動10 mm后開始，閥芯在間隙緩沖的作用下開始減速。

圖9 改進后液壓集成塊系統原理圖Fig.9 System sketch of the optimized hydraulic manifold block

在計算的基礎上，為了驗證改進后液壓集成換向閥主閥芯的換向動力學性能，采用CAE軟件對系統建模和分析。

圖10和圖11分別為控制口Ki和K的壓力信號，系統仿真時間為20 s，在5～10 s控制口Ki壓力油接通，在10～20 s控制口K壓力油接通，液壓集成塊主換向閥閥芯在10 s的時候開始換向動作。

圖10 控制口Ki壓力曲線Fig.10 Pressure curve of control interface Ki

通過對比分析液壓集成塊主換向閥閥芯的換向動力學特性，從圖12和圖13可以得出:改進前，閥芯的換向加速度為1800 m/s2;改進后，閥芯的換向加速度為1100 m/s2，實現了以較小的速度靠近端蓋，減小了在液壓換向的過程中主換向閥閥芯對端蓋的撞擊程度。

4 結語

本文采用CFD和CAE的方法對船用液壓集成塊優化設計前后進行對比分析，驗證了所采用的優化設計方法的正確性和可行性，并對液壓集成塊的設計得出以下結論:

1)液壓集成塊內部換向閥閥套孔處是流體噪聲較嚴重的部位，在對其進行流量匹配設計時應適當加大閥套孔的通流面積;

2)液壓換向的緩沖行程與換向時間互相影響，具體設計時應綜合系統性能加以權衡和選擇。

［1］杜經民，蔡保全，李寶仁.某系統液壓集成塊流道液流特性分析［J］.機床與液壓，2010，38(13):143 －146.

［2］魏歡歡，凡東，李姍.液壓集成塊的三維設計及展望［J］.煤礦機械，2010，31(3):12 －14.

［3］田樹軍，李利，馮毅.基于計算智能的液壓集成塊優化設計［J］.中國機械工程.2003，14(17):1492 －1495.

［4］CHAMBON R，TOLLENAERE M.Automated AI－ based mechanical design of hydraulic manifold blocks［J］.Comput－ er Aided Design，1991，23(3):213 －222.

［5］周惠友，鐘廷修.液壓集成塊路徑優化設計［J］.上海交通大學學報，35(12):1842－1845.

［6］FENG Yi，LI Li，TIAN Shu-jun.Optimization design of hydraulic manifold.blocks based on human-computer cooperative genetic algorithm ［J］.Chinese Journalof Mechanical Engineering(English Edition)，2003，16(3):317－320.