第3章液压系统的振动、噪声诊断与排除
液压设备在运行时产生的振动、噪声超过了正常状态，表明系统存在异常。振动、噪声的诊断与排除是液压技术中较复杂的问题。
第1节液压系统的振动与噪声的来源
液压系统的振动噪声分为机械振动噪声和流体振动噪声。
～
1．机械振动噪声
机械振动噪声是由于零件之间发生接触、冲击和振动引起的。例如，液压系统中的电动机、液压泵和液压马达这些高速回转体，如果转动部分不平衡会产生周期性的不平衡离心力，引起转轴的弯曲振动，因而产生噪声。
电动机噪声除机械噪声外，还有通风噪声(如冷却风扇声和风声)和电磁噪声(电动机
通电后的电磁噪声和蝉鸣声)。当电动机和液压泵不同轴以致联轴器偏斜也会引起振动噪声。齿轮泵工作时，齿轮啮合的频率、齿轮啮合受到圆周方向的强制力引起圆周方向的振动，而轮齿啮合产生圆周方向的振动使齿面受到动载荷而引起轴向振动(产生径向方向的振动的同时产生轴向振动)，从而产生噪声。
滚动轴承中滚动体在滚道中滚动时产生交变力而引起轴承环固有振动形成的噪声；滚动体移动引起噪声；滚动体和滚道之间的弹性接触引起噪声；滚道中的加工波纹使轴承处于偏心转动引起噪声；滚动体中进入灰尘或有伤痕或锈蚀时发出噪声。
液压零件频繁接触而引起噪声，电磁铁的吸合产生峰鸣声、换向阀阀心移动时发出冲击声、溢流阀在泄压时阀心产生高频振动声。
油箱噪声。油箱本身并不发出噪声，但如果液压泵和电动机直接装在油箱上，它们的振动引起油箱产生共振，会使噪声进一步扩大。
2．流体振动噪声
流体噪声由油液的流速、压力的突然变化及气穴爆炸等引起。在液压系统中，液压泵是主要噪声源，其噪声量约占整个系统噪声的75％左右，主要由泵的压力和流量的周期性变化以及气穴现象引起。在液压泵吸油和压油循环中，产生周期性的压力和流量变化形成压力脉动，引起液压振动，并经出口向整个液压系统传播，液压回路的管道和阀类将液压泵的脉动液压油压力反射，在回路中产生波动而使液压泵共振，以致重新使回路受到激振，发出噪声。
从阀里喷出的高压流体，在喷流和周围流体之间产生剪切流、紊流或涡流，由此产生高频噪声(涡流一般从阀开始，一直遍布到最下边的液流)。
在流动的液体中，由于流速变化引起压力降而产生气泡(即气穴现象)，这是因为在油
液中，一般都混入少量的空气，其中一部分溶解在油中，也有一部分在油中成为微小的气泡；当油液流经管路或元件特别狭窄地方时，速度急剧上升，压力迅速下降，当压力低于工作温度下油液的气体分离压力时，溶解予油中舶气体迅速地大量分离出来，油液中出现大量气泡；当气泡随液流到达压力较高部分时，气泡被压缩而导致体积较小，此时在气泡内蓄存了一定的能量，当压力增大到某一数值时，气泡溃灭，产生局部的液压冲击(局部压力可达几百个大气压)，同时产生爆炸性噪声。
在管路内流动的液体常因突然关闭阀门而在管内形成一个很高的压力峰值。液压冲击不仅引起巨大的振动和噪声，压力峰值有时还大到足以使液压系统损坏的程度。
3．液压泵和液压马达的振动与噪声
液压泵有多种振动与噪声，其原因与机理差异很失。
如液压泵的运动件磨损，轴向、径向间隙过大，会引起压力与流量的脉动，同时使噪声增大。液压泵的压力波动也会使阀件产生共振，因而增大噪声。控制阀节流开口小，流速高，易产生涡流，有时阀心迫击阀座，同样会加大振动。产生这种现象时，可用小规格的控制阀来替换，或将节流口开大。另外，油的粘度太高，吸油过滤器阻塞或油面过低，引起泵吸油困难，产生气穴，引起严重的噪声。
在电网中，电网的电压、负载发生变化，本身的压力波动和流量脉动等，均能引发液压泵的噪声和振动。电网的电压波动会引起液压泵的流量脉动，致使泵的出口及管路压力波动，这是外因引起的流量与压力波动所产生的流体噪声。要使液压泵的噪声最低，电网容量要足够大；在选择液压泵时，一在保证所需的功率和流量的前提下，尽量选转速低的液压泵；也可选用复合泵，提高溢流阀的灵敏度，增设卸荷回路等来降低噪声。
由于因油区的压力冲击，液压泵也可产生流体噪声。
轴向柱塞泵由于油污染吸油不畅，引起滑靴与斜盘干摩擦，发出尖厉的声响。柱塞泵的柱塞卡死或移动不灵活也会引起振动。
叶片泵转子断裂，叶片卡死，从而引起压力波动及噪声。，
当油泵中有漏油现象时，齿轮油泵齿形的误差较大会导致振动。
一般情况下，齿轮泵与轴向柱塞泵的噪声比叶片泵大得多。
液压马达的振动与噪声主要有下列几种情形：轴承及零件部件磨损；液压马达传动轴与负载传动轴联接不同轴；轴向柱塞式液压马达因结构原因产生脱缸与撞击。
4．溢流阀的振动与噪声
在各类阀中，溢流阀的噪声最为突出。在大型溢流阀上，症状尤其明显。主要的振动与噪声原因是阀座损坏，阀心与阀孔配合间隙过大，阀心因内部磨损、卡滞等引起的动作不灵活造成。溢流阀调压手轮松动也会导致振动。压力曲调压手轮调定后，如松动则压力会产生变化，并引起噪声，所以压力调定后手轮要用锁紧螺母锁牢。调压弹簧弯曲变形也可能引起噪声，那是由于弹簧刚度不够，当其振动频率与系统频率接近或相同时，就产生共振，解决办法是更换弹簧。
阀的不稳定振动会引起压力脉动而造成噪声，如先导式溢流阀，在工作中先导阀处于不稳定高频振动状态时产生的噪声。溢流阀也可能由于谐振而产生严重的噪声及压力波动。以37
下是溢流阀引起振动与噪声的实例。
液压系统如图3—1所示。其故障症状：当电液比例阀未通电，H02与H03电磁铁同时通电，系统出现严重的噪声及压力波动。但H02或H03一个电磁铁通电时却没有这种现象。显然，振动与噪声来自溢流阀。由于溢流阀是在液压力和弹簧力的相互作用下进行的，所以极易激起振动而发生噪声。对于这个系统，双泵输出的压力油经单向阀合流，进而发生流体冲击与波动，引起流体振荡，从而导致液压泵输出压力不稳定。又由于泵输出的压力油本身又是脉动的，因此，泵输出的压力油波动加剧，更激起溢流阀振动。两个溢流阀结构相同，固有频率也相同，便引起溢流阀共振，发出了异常噪声。将溢流阀HD03压力调低至
15MPa，症状消失。此时，两溢流阀调出的压力不等，比例阀H08未打开，HR03也不会打开，两泵输出的压力油分别经各自的溢流阀回油箱，就不至因合流而发生共振了。
5．其他原因造成的振动与噪声及预防
(1)阀类元件引起的振动与噪声。
（1)油中杂质把阀阻尼孔堵塞，阀中弹簧疲劳或损坏，杂质过多使阀心移动不灵活等都
会引起振动与噪声。 t
2)阀心与阀体配合不好或表面拉毛，使配合间隙过松，内泄漏严重，易产生噪声振动；
过紧的阀心使移动困难，也会产生振动噪声。因此，装配时要掌握合适的间隙，以阀心在阀
孔内可以自由移动但不松、不涩为度。
3)换向阀换向时产生噪声。①快速换向，引起压力冲击，产生波及到管道的机械振动；
②换向阀铁心与衔铁杆吸合端面有污物，吸合不良；③换向阀铁心与衔铁杆吸合端面凸凹不平，吸合不良；④衔铁杆过长或过短。
解决方法：避免或减少快速换向，清洁换向阀铁心与衔铁杆吸合端面，改善端面平整赛，校正衔铁杆长度。．
4)电磁铁的振动与噪声，电磁铁因阀心卡滞，电信号断断续续，电磁阎两个电磁铁同
时通电而产生明显的振动与噪声。
5)控制阀的气穴作用会产生流体噪声。解决这类噪声的办法，是提高节流口下游侧的背压，使其高于空气分离压力的界值，可用多节减压的办法防止气穴现象的发生。
6)控制元件之间连接松动，也能引起噪声和振动。
(2)管道的振动与噪声各类刚性管道，因安装不牢靠，或过长的管道没有合适的支承座，会产生明显的振动与噪声，且系统压力越高，问题越严重。由于谐振，管网有时会产生严重的破坏性剧烈振动。液压泵产生的流量脉动经过管路的作用，形成压力脉动，流体的振动通过管路还会传至系统。
随着流体动力技术向着高压、大流量和大功率方向发展，由动力源产生的流量压力脉动和由此诱发的管道振动和噪声问题也就越来越突出。近年来由于管道振动造成的泄漏和爆炸事件时有发生。
(3)液压系统中混入空气而产生振动与噪声在大气压下的液压油中一般溶解了5％～6％的空气，而且气体在油液中的溶解度与压力成正比。当油箱中油位过低、吸油管浸入油中太短，在吸油口附近形成的旋涡会使空气吸入油泵；吸油管和回油管在油箱中没有用隔板隔开或相距太近，回油飞溅、搅成泡沫使空气吸人油泵；回油管没有浸人最低油面以下，回油冲击在油面与箱壁上，在油面上产生大量气泡，使空气与油一起吸入系统；由于密封不严、配管接头不严，在系统中低于大气压的部位吸入系统，如油泵的吸油腔、吸油管、压油管中流速高(压力低)的局部区域，停车以后回油腔的油经回油管返回油箱时形成局部真空的地方。
为了防止以上现象，应采取以下几种措施：①油箱设计要合理，容积要足够大，可采用设有隔板的长油箱，分成回油箱和吸油箱。②油箱中的油液要加到规定的高度，一般油面高度为油箱高度的0．8倍。③吸油管一定深入油池3／5深度，吸油管的管口应切成45。角，以
防止脏物的吸人，距油箱底部的距离要大于2倍管径，以便流油畅通。④加油管管口必须浸入油面之下，以免油液飞溅而混入空气引起噪声和振动。⑤各接头要严格密封，防止泵内短时吸进空气。
(4)装配、操作与维修不当产生振动与噪声①油泵内零件损坏严重，装配松动或零件
装错，引起油泵噪声过大。解决方法：立即停车，解体检查校正或更换有关零件。②零件的光滑程度，零件外部的几何形状不规则，或有毛刺，或接合面平整度不合要求等原因，会造成元件间的密封不良，混入空气，产生空气噪声。如有此种情况只能更换零配件。③如长时间不开机，在突然开机时产生的噪声和振动。在日常工作中按工作要求则能避免。工作要求：长时间不开机，在开机时应对液压泵注满清洁的液压油(从回油孔注入)，平时最好每周开机一次。
第2节振动与噪声的防治与改进措施
1．改进液压装置的安装方式
(1)正确安装液压泵安装液压泵与电动机时，要注意将同轴度误差控制在0．02ram以
内，并采用柔性联轴器。回转部分要做动平衡。如果泵与电动机装在油箱盖上，则泵一电动机与油箱盖之间应加防振橡胶垫和吸声材料。如有可能，应尽量减小泵的吸油高度和吸油过滤器的密度。‘
(2)正确安装管道 - ‘
1)较好的防振措施是在硬管的两端用软管相连。管道应尽量短一些，对长管道要注意
设置足够的隔振支撑点；保证管道有足够的刚性，防止管道共振。
2)管道与泵、阀、中介法兰等位置正确，连接处密封良好，以免吸回油管道中混入空气产生噪声和振动。
，3)管道弯曲角度应小于30。，弯头曲率半径应大于管道直径的五倍。
2．改进液压系统的结构
(1)采用低噪声的液压元件老式液压泵噪声大，可用新型液压泵取而代之。柱塞泵与
齿轮泵的振动与噪声比叶片泵要大，但叶片泵没有柱塞泵那么高的额定压力，新型叶片泵的额定压力有很大改进，达20MPa，用叶片泵取代柱塞泵也是降低振动与噪声的一种途径。
(2)减少液压泵的数量液压泵少了，振源就少了，噪声也就降低了。老式液压系统采用多个液压泵来调节系统的流量与压力。新式液压系统采用比例阀调整系统压力和流量，可减少液压泵的数量。
(3)在系统中设蓄能器液压
系统的压力脉动引起的严重的噪声，
可在系统中通过并联蓄能器吸收压
力脉动消除。这种蓄能器容量不大，
但要求惯性小反应灵敏。蓄能器的
固有频率在几十赫兹以内，用于吸
收低频压力脉动比较有效。
某造波机液压系统如图3—2所
示，这是一个长管道液压系统。在
调试过程中，系统管道曾产生强烈
的振动与噪声，后来在发出噪声的
回油管道上安装了一个小型蓄能器
(6．3L以下)，显著降低了噪声。这
是由于伺服阀开关回油管路时，阀
后回油管路产生大幅值压力脉动，
其压力变化率dp／dt也相当大，由
此引起振动与噪声。在这里装上蓄
能器，可有效吸收压力脉动，从而
减少了振动并降低噪声。
(4)在系统中设消振器和滤波
器对于高频振动与噪声，可通过
设消振器和滤波器予以消除。消振
器有多种型式。图3—3是高频压力振动可调消振器。在圆柱壳体1内切有螺旋槽，将车有外螺纹的管子2拧人其中。转动管子2，使其沿壳体轴向移
动。脉动的液体通过管子及壳体左端的侧孔进入消声器。
此两路流体又在壳体面右端以一定的振动相位差汇集起
来，由此抑制振动与噪声。通过旋转管子2可调整需要
消振的振动频率。图3．4是微穿孑L液压消振器。这种消振
器由壳体1、微穿孔2和端盖3组成。微穿孔管与管后的
容腔组成微穿孔吸声结构。孔的加工可按图3—4a或b的
形式进行。容腔的大小可控制峰值频率的高低。
液压滤波器是设在管路中的液容、液感、液阻单元或
它们的组合，用来衰减脉动幅值，常将其串联、并联或串
并联于液压系统中。滤波器的基本形式如图3—5所示。
在实际工作中，采用消振器和滤波器消除振动与噪
声是一种简单有效的办法。
3．油液的正确选择及使用
(1)油液的选择如选用粘度过高的油液，液压泵吸入阻力会增加，易出现噪声。因此要求选择粘度适中、又有良好的消泡性的油液，这样做虽然一次投资较大，但其使用寿命
长，对液压泵及控制元件损害小，从总的经济效益上看，要比廉价的劣质油好。鉴于抗磨液
压油的凝点通常为一25℃，在环境温度不低于一15℃的地区，建议采用抗磨液压油。
(2)防止油液的污染污染到了一定程度会使油箱内滤网堵塞，从而使油泵吸油困难，回油不畅，从而产生噪声和振动。油液的污染还能使控制元件的阀心卡阻或阻尼孔堵塞，也
会引起噪声。其解决方法：定期清洗油箱，注入油液时使用过滤器或用滤网做成双层漏斗，
将油液注入油箱，在油箱内吸油区与回油区之问用滤网隔开；下部要装有隔板，使回油区的
油液中经沉淀后的杂质留在回油区不能再流向吸油区。
4．防止液压冲击
(1)对阀口突然关闭产生的压力冲击的防止对于阀口突然关闭产生的压力冲击，可采
取下列措施解决：
1)减慢换向阀的关闭速度，即增大换向时间￡。若使执行器制动换向时间t>0．2s，冲
击压力就可大大降低，在液压系统中可采用换向时间可调的换向阀；一，
2)增大管径，减小流速uo，从而可减小△口，．以减小冲击压力Ap，一般将管道流速限制在4．5m／s以下；．
3)缩短管长，避免不必要的弯曲，或采用软管也行之有效；：
4)在滑阀完全关闭前，减慢液体的流速。
(2)对运动部件突然被制动、减速或停止时，产生的液压冲击的防止运动部件突然被
制动、减速或停止时，产生的液压冲击的预防措施(如液压缸)：
1)在液压缸的人口及出口处设置反应快、灵敏度高的小型安全阀(直动型)，其调整压
力在中、低压系统中，为最高工作压力的105％～115％；在高压系统中，为最高工作压力的125％。这样可以防止冲击压力不会超过上述调节值。、
2)在液压缸的行程终点采用减速阀，由于缓慢关闭油路而缓和了液压冲击。．
3)限制运动部件的速度。运动部件的速度一般不超过lOm／min。
4)在液压缸端部设置缓冲装置(如单向节流阀)，以控制液压缸端部的排油速度，使液
压缸运动到缸端停止时，平稳无冲击。
’ 5)在液压缸回油控制油路中，设置平衡阀和背压阀，以控制快速下降或水平运动的前冲冲击，并适当调高背压压力。．
。 6)采用橡胶软管吸收液压冲击能量，在易产生液压冲击的管路位置，设置蓄能器吸收
冲击压力。
7)采用带阻尼的液动换向阀，并调大阻尼，即关小两端的单向节流阀。
8)可适当降低润滑压力。
9)液压缸缸体孔配合间隙(间隙密封时)过大或者密封损坏，而工作压力又调得很大
时，易产生冲击，采取的办法是更换活塞或活塞密封件并适当降低工作压力。
第3节液压系统的谐振与对策
液压控制系统因谐振而产生的啸叫、噪声对控制系统带来的多种危害使许多工程技术人
员为之犯难。
1．液压控制系统常见的谐振与危害
． 1)谐振频率和振幅比较稳定，振幅小，使系统输出曲线产生毛刺或呈锯齿状。外在表现是：系统执行器或其他主要环节出现颤振，手摸上去有麻手的感觉。这种谐振的存在使分辨率降低，灵敏度下降，系统精度降低，而且对系统的稳定性和动态性能也有一定的影响。 +
2)谐振来得突然，振幅由小渐大，以致整个系统发生振荡，使系统无法工作甚至破坏。
3)谐振来得突然，振幅较大，然后振幅逐渐由大变小慢慢消失。
以匕3种情况最为常见的是第一种。
2．液压控制系统谐振产生的分析与对策
(1)小振幅、谐振频率比较稳定的谐振首先分析判断谐振是由系统本身引起还是由外
部环境引起的。分析办法是：①若系统一起动工作谐振就随之而来，系统关闭谐振就停止，系统再起动谐振又随之而来，谐振贯穿于液压系统工作的全过程，且振幅频率没有什么变化。检查系统工作环境周围若没有大功率电动机、变压器或其他电器等产圭L Et!气干扰的干扰
源，这种情况的谐振多是系统本身引起的。②若系统谐振时有、时无，与液压系统的起、停无关，这种情况可能是系统外部干扰而引起的谐振。
1)系统本身引起的谐振：一种可能是液压环节引起，另一种可能是电气控制环节引起。为此，首先要判断是哪一种情况引起的谐振。方法是：检测电液伺服阀的供油压力，查看压力表指针是否有抖动；或用灵敏度较高的压力传感器经放大后接示波器，看示波器输出曲线是否平滑。若压力表指针无抖动，示波器显示压力输出曲线平滑，则证明液压环节没问题，谐振可能是电气环节引起。反之，若示波器显示压力输出曲线有“毛刺”，经将“毛刺”拉平放大后测量其振幅、频率稳定，则说明液压环节有谐振。
对于电气环节的谐振，可将指令信号从输人口断开，将液压源停止工作或将伺服阀进油IZl关闭，然后用示波器检查电液伺服阀力矩马达线圈有没有谐振电流，在示波器显示屏上将
其放大后，测出其波形、幅值及频率，以便具体分析。一般在正常情况下，力矩马达线圈电流应该为零，在显示器上显示为一条平直而光滑的横直线。若测试结果确实为一条平直而光滑的横直线，则说明系统电气部分没问题，谐振也可能是指令信号本身带进来的，可用精密示波器检查指令信号本身有无问题。若电液伺服阀力矩马达线圈有谐波电流，且其谐波电流的频率、波形和系统输出的谐振相同，则说明系统的谐振是由电气环节引起的，就需要仔细查找电气部分各环节有无问题。查找方法可以从中间断开然后分段检查，若某段有谐波存在且所测得的频率和波形与系统谐波相同，则说明系统谐波根源就在这一段，再检查这一段的各个环节，查出问题出在哪个环节，再进行分析，想办法清除之。
一般来说，各放大环节本身问题并不太大，问题多出在给放大器供电的恒压电源上，或是其他环节的恒流源上。若是这种情况，用性能好的器件(经检测)更换即可。也可能出现
这种情况，单个环节检查都没问题，但各个环节连接在一起就产生了谐振(或自激振荡)，这主要是电气元件位置布局不合理造成的。解决办法是将各电气元件位置重新布置，以避免产牛谐振。
液压环节谐振的解决办法是首先检测出电液伺服阀的供油压力的谐波频率和波形幅值(当量值)，并注意记录，然后再直接测试液压泵出口压力，检测其压力脉动的频率和波形及幅值(或流量脉动的波形、频率和压力与幅值)。若此时测得的结果与前面给电液伺服阀的供油压力的谐波频率、波形及当量幅值相同，这说明谐振是由液压泵引起的，也说明其中间液压元件没有起到减小压力脉动的作用，应酌情更换。因液压泵的流量压力脉动引起了系统的谐振，则说明此液压泵的脉动太大。解决办法一是更换成脉动率小的液压泵，如双作用叶片泵或螺杆泵；二是对现有液压泵进行检修，并检查溢流阀的工作情况是否正常等；三是将液压环节各元件和油管(尤其是金属油管)进行紧固，提高液压传输环节的固有频率，减小因液压泵流量压力脉动或工作流量和压力变化而引起的同谐共振。
2)系统外部干扰引起的谐振：首先要检测出系统的实际谐振频率数，再去检测系统附近可能引起电磁干扰的其他电气设备的频率数。若二者频率数相同，且此电气设备关闭时液压系统的谐振就自行消失，此电气设备开机工作时液压系统的谐振就同时产生，那么就可以确定此电气设备就是引起液压系统谐振的干扰源。排除办法一是当液压系统工作时让此电器设备关闭，二是让二者远离，避免干扰。最好的办法是将系统电气部分屏蔽保护，避免干扰。
(2)突然而来的谐振不论其振幅是由小渐大，或是由大渐小，查找谐振源的办法是一样的。首先要判断是由外部干扰引起还是由系统本身引起。
对于外部干扰引起的谐振，先查找系统工作环境附近有无大功率设备的频繁起动，有无高压设备仪器的常开常闭，分析强电磁场激磁谐振的情况，采取加屏蔽和远离等方式避免其干扰。
对于系统自身突然引起的谐振，原因可能是由于阀门突然关闭或液压缸(或液压马达) 的快速制动而引起。若系统内的压力振荡频率和液压回路固有频率相同，就会产生谐波振荡。这种压力冲击来得突然，时间很短，但由于液体瞬时压力峰值会比正常工作压力高几倍，所以它会破坏密封装置，使液压元件和液压管道损坏，另外还会因振荡而产生很高的噪声。有时，液压冲击会使一些液压件如压力继电器、顺序阀产生误动作，影响系统正常工作。由于以上原因，所以必须设法减小液压冲击。
第4节飞机液压能源系统管路振动分析
现代飞机液压系统大多采用变量柱塞泵，脉动式的流量输出是其固有特性，由此产生的压力脉动常使能源管路系统遭到严重破坏，危害乘员的生命安全，影响飞行任务的正常完成。飞机液压能源系统的管路振动问题，多年来一直困扰着飞机液压系统设计师和事故分析人员。随着飞机液压系统的高压化，这一问题更加突出。
飞机液压能源系统的振动
飞机液压系统的能源部分由液压泵、滤油器及其之间的管路组成。产生振动的根源，主要是液压泵的旋转运动和往复吸排油过程，以及管路中流体的谐振。主发动机通过附件机匣给液压泵提供动力，在正常的加工和使用条件下，液压泵的主轴、轴承和缸体等转动部件能够长期处于良好的工作状态，力学性能平稳，振动较小。在柱塞往复运动完成吸排油的过程中，可能产生的气穴、气蚀等问题，可以采用增压油箱和泵内流道的合理设计等手段加以解决。柱塞孔腔与配流盘低压腔接通吸油时，柱塞处于下死点，柱塞腔容积很小，加之三角槽等均压结构，两腔压力很快平衡，微弱的流量脉动可以忽略；柱塞孔腔与配流盘高压腔接通排油时，尽管采取了三角槽、阻尼孔和预压缩等措施，但是高压腔压力仍然高于柱塞孔腔压
力，在两腔接通的过程中，还会出现流量倒灌现象，且流量脉动很大，使液压泵成为流体振动的根源。液压泵产生的流量脉动经过管路的作用，形成压力脉动，流体的振动通过管路传至系统。
管路振动的情况比较复杂，液压泵脉动式的流量输出使流体管路和固体管道产生强迫振动。流体管路本身的分布参数特性，使之在管道结构满足谐振条件时，发生自激谐振。液压泵的脉动频率与流体的谐振频率接近时，振动会进一步加强。如果固体管道的固有频率与流体的谐振频率相接近，或者与液压泵的脉动频率相接近，则产生流固耦合共振。机械结构在其固有频率附近的强烈振动，常常导致结构破坏和事故的发生。
3．支承结构的慢变参数特性
将管路系统各个关键频率基本错开，可保证液压系统长期稳定可靠的工作。可是能源管路系统的故障仍然时有发生，其中大部分故障原因是管道的固有频率与液压泵的脉动频率发生耦合共振。除管路断裂、固定结构撕裂等最终破坏形式之外，与管道接触的管夹表面存在明显的磨损，但是管夹并没有达到疲劳失效的程度。管道通过管夹的卡接固定在飞机主体结构上，这种管夹与管道的卡接关系是结构接触问
题。这类接触问题的主要特点，一是接触面积不断
变化，外力与由外力引起的位移之间的关系是非线
性的；二是接触区内的应力相当高；三是结构参数
具有慢变特性。所谓慢变参数，是指参数与方程的
周期相比变化很慢，即在短时间内分析时，参数可
视为常数，而在长时间内分析时，则要考虑参数的
显著变化，如图3-6所示由管道和管夹组成的接触
结构，管夹固定在机体结构上，管夹与管道之间具
有相互作用预紧力和一定的摩擦系数，将管道视为单位质量的受力体，
构弹性变形力和周期性强迫激振力的作用。
在飞机装备使用的最初阶段，接触结构在初始预紧力的作用下，接触区没有相对位移，管道支承情况处于比较理想的固支状态，由液压泵引起的管路中的压力的脉动始终激励管道强迫振动。随着飞行时间的增长，接触结构逐渐磨损，甚至松动，接触区产生微小相对位移，但是并没有造成直接的破坏，而是使式(3．4)中的K和N减少，即结构变形弹性力和管夹预紧力减少。这意味着管道的支承结构刚度下降，管道的支承已经不是固支状态，式(3—3)中的A1减少，进而使厂l降低。当，1降低到接近式(3—1)中的厂D时，发生流固耦合振动。K、N、A1和厂l都是慢变参数，这种管道支承结构刚度逐渐下降的慢变参数特性，是造成飞机液压能源管路及相关固定结构破坏失效的真正原因。
4．一种流固耦合振动分析的工程化方法
将理论分析和实验测试有机结合起来进行飞机液压系统的设计与分析，是一种实用的工程化方法。液压能源管路系统是飞机液压系统中最薄弱的环节，设计与分析时可以采取如下步骤：
1)按照飞机总体设计要求和液压系统设计规范选择具有所需性能的材料，进行管路布局。
2)根据式(3—1)、式(3—2)计算液压泵的脉动频率和流体管路的分布参数特性。
3)由实验测试支承结构对管道最低阶固有频率的影响。根据式(3—3)计算理想固支条件下管道的最低阶固有频率，通过模拟磨损过程，获得随预紧力变化的试验曲线。根据
材料强度确定预紧力的大小，同时预测管路系统的维修寿命。在材料处理上，应注意管夹与管道具有相同的表面硬度，这是减少接触结构磨损的有力保证。
4)分析关键频率范围，调整有关参数，使关键频率基本错开。
5)与其他部件进行飞机地面模拟器和试验机上的全面测试，液压系统设计定型。
第5节液压自动辊缝控制压力脉动与噪声的消除
1．压力脉动及噪声的产生
冶金系统中的热连轧、冷轧等轧机上所使用的液压自动辊缝控制(AGC)系统，液压缸
的响应频率一般为10～25Hz，液压缸的行程一般为20～50ram。也有采用长行程液压缸的，但一般都不超过200mm。系统采用恒压变量泵．溢流阀的恒压油源，溢流阀的设定压力为20 ～30MPa不等，液压缸直径从500 1500mm不等。系统各段之间管路不同，各段管路的流
速一般为16m／s以下。
当给电液伺服阀输入信号电流时，伺服阀的滑阀位移与信号电流成比例变化，如输入信号为正弦信号电流，,贝gNNN口以与正弦信号相同的频率开闭。在伺服阀开闭过程中，伺服阀前和伺服阀后油管内压力发生变化。伺服阀关闭压力油路时，管内油液的动能转化成压力能，使紧靠近伺服阀前油管内压力升高；伺服阀开启压力油路时，若液压缸空载，则紧靠近伺服阀前油管内压力下降c．伺服阀关闭回油油路时，由于油液流动的惯性，使紧靠近伺服阀
前油管内压力下降；伺服阀开启回油油路时，紧靠近伺服阀前油管内压力升高。同理，在液压管路内，由于在轧制过程中，液压缸的频繁动作，伺服阀也同样是频繁启闭，管路内压力频繁变化，且一个波段紧接着一个波段地频繁发生，即伺服阀前后的压力变化以压力波形式沿着管路传播。
在现场，一般液压缸与伺服阀组都是安装在轧机上的，距油源都在60～80m之间，而压力波的传播速度为13(Dm／s，这样计算，当伺服阀的响应频率为1Hz时，伺服阀阀口ls 内开闭一次，如不考虑能量损失，1s内压力沿AGC管道传播十几次，可油液的黏性和管道的变径都会引起能量损失，这种压力波会随着液体流动逐渐消失。但由于在轧制过程中，液压AGC是对板带进行厚度控制的，只要板带厚度出现偏差，检测反馈信号会立即传递给伺服阀，伺服阀也会立即调整阀的开‘VI及启闭方向，以便调节液压缸的压下量。所以在系统管
道中，同时存在着多个人射波和反射波，即管道上任何一点压力都是多个人射波和反射波叠加而成的合成波。在管道中，有些位置波的幅值不大，但在有些位置幅值又很大，从而产生了相当大的压力脉动，且大幅值的压力脉动一旦作用在管道上会引起剧烈的机械振动，并通过空气传播，而产生剧烈的噪声。
消除压力脉动和噪声的措施
液压AGC系统的振动与噪声是一个相当大的问题。消除系统的振动与噪声，在设计和
实践中通常采用下面几种方法。
(1)尽量缩短伺服阀与液压缸之间的距离为了消除管道的振动与噪声，在液压AGC
系统使用时，如现场条件允许，可把伺服阀直接安装在液压缸上。据有关资料介绍，当配管长度从6m缩短到3m，压下系统的响应频率可从10Hz提高到15Hz，而且减少j’由于管道缩扩而产生的压力脉动与压力冲击，从而降低了管道振动与噪声。
(2)蓄能器的使用在伺服阀的阀前与阀后安装不同规格尺寸的蓄能器，并据安装位置不同对蓄能器充以不同的压力。实践证明蓄能器安装在回油管路的支管上，能使振动和噪声明显降低。这是因为伺服阀开关回油管路时，伺服阀后回油管路产生大幅值的压力脉动，其压力脉动与回油管路中压力平均值很大，更重要的是这种大幅值的压力脉动的压力变化率dp／dt也相当大，因而与压力管路相同，在回油管路上也发出较强的振动与噪声。在发出噪
声与振动的回油管路支管上安装蓄能器，能有效地吸收压力脉动。同理，在伺服阀的阀前、后安装不同规格尺寸的蓄能器，都能使振动和噪声明显降低。
(3)过滤器通流能力的选择设计中为了保证伺服阀的使用性能和满足对油液清洁度的
要求，在液压AGC系统中，伺服阀前与系统的回油管路上都选择了不同规格的过滤器。然而，由于伺服阀前和回油管路上所产生的大幅值的压力脉动，当通过过滤器时，如果过滤器的通流能力有限，同样也会在过滤器内产生大幅值的压力脉动与噪声。所以，在液压AGC 系统中，伺服阀前过滤器的通流能力应大于泵最大流量的2倍。在回油管路上过滤器的通流能力应大于回油管路最大流量的2倍。这样才能减少由于过滤器而造成的压力变化引起的压力冲击。
(4)降低液压AGC系统的压力脉动吸收系统压力脉动的有效方法之一，是在管道中
设滤波装置。增加管道体积，其原理与蓄能器一样，当管路的流量超过平均流量时，液体被压缩，滤波装置储存多余液体；当低于平均流量时，多余的液体被放出。这样就靠增加管道体积来吸收由流量脉动而引起的压力脉动。目前用来增加管道体积的滤波装置除蓄能器外，还有各种滤波器以及利用干涉原理设计的Ouineck管等。然而，实践中使用最多的是它们的组合形式。实践证明，液压AGC系统中，在伺服阀进出口较近的位置上安装Ouineck管与蓄能器一起使用，能够得到很好的吸收压力脉动和噪声的效果。
(5)在液压AGC系统的管路上加上脉动阻尼器
根据膨胀容腔消声器原理设计的脉动阻尼器如图3—
7所示。这种脉动阻尼器都是串联在液压管路中的，
当具有较大的压力脉动的液体流经其不同直径的管道
与容腔时，导管中的液体质量就构成液感(声感)，
而其充满可压缩液体的容腔就构成液容(声容)，可
见如同电路中LC滤波一样，只要阻尼器当中的液感和液容匹配得好，在液压管路中就能很好地起到滤波消声作用。
(6)对液压AGC的管路采取隔振措施在液压AC-C系统进出油管与管夹之间加入减
振橡胶垫，可用来缓解管路振动，橡胶垫还经常被采用在液压缸与伺服阀之间、泵出口与管路系统之间，以及压力脉动比较大的管道之间；用软管连接，也可以起到减振的目
的。
第6节液压自动棒料送料器振动原因分析
液压棒料送料器的振动
数控车床安装液压棒料送料器后可以极大地提高小轴类、套类和小盘件类零件的车削加工效率及棒料的利用率。但这种装置的结构比较复杂，在安装使用一段时问后，由于各种因素的影响，送料器工作时会产生振动，这种振动有时甚至非常严重。振动的发生不但限制了车床主轴的最高转速，达不到工艺要求的车削速度，影响工件的加工精度和表面质量，而且还会对送料器内部的重要构件，如导向管、活塞和送料推杆等造成损坏，振动严重时甚至使数控车床不能正常工作。
2．送料器产生振动的原因及解决措施
液压棒料送料器根据不同型号可以有一管式至六管式结构。在每根送料导向管的后部有如图3—8所示的棒料送进装置，由推杆、活塞和专用液压阀组成，推杆前端有棒料尾端定心
锥。
送料器工作时，棒料夹持在数控车床的弹簧卡头和推杆的定心锥之问，在车床主轴的带动下旋转，同时活塞和推杆之问的专用液压阀释放出受控的液压油，在棒料和导向管之间形
成均匀分布的油膜，棒料旋转运动产生的液压动力对棒料起支撑作用，同时均匀油膜的存在还避免了棒料和导向管间的摩擦。为了使送料器在棒料旋转时处于良好的工作状态，对棒料的备料有以下要求：
1)为使定心锥对棒料在旋转时有良好的定心作用，棒料的尾部应按图3-9所示的要求进行预加工，即保证棒料尾锥面的锥角与定心锥的锥角相同及棒料锥面与棒料轴线的同轴度。预加工后的棒料与定心锥的结合情况如图3—8右部所示。相反，没有进行预加工的棒料的尾部与定心锥的结合情况如图3—10所示。显然，这时定心锥对棒料的尾部没有确定的定
心作用。其位置随上料时的情况而变化，导致在棒料旋转时将产生不稳定的运动，引起棒料和导向管之间的油膜不均匀，使油膜局部破裂。这不但使棒料旋转时产生的液动力失去对棒料的均匀支撑作用，还会使棒料和导向管的内壁产生严重的摩擦，从而引起振动，而且棒料尾部还会对定心锥面产生破坏。
2)棒料的直线度必须满足≤O．5mm／m。该项要求的目的是保证棒料和导向管内壁之间的间隙在允许的范围内，即在2mm左右时，此时导向管对棒料的导向作用最好。棒料的直线度过大时将使棒料和导向管内壁间的间隙过小，这也会破坏棒料和定心锥之间均匀分布的油膜而引起振动。为保证棒料的直线度要求，n--Il：A采取两项措施：配套选用一台棒料校直
机，对直线度超过要求的棒料进行校直；缩短棒料的长度来进行加工。
3)在选择导向管孔的直径时，应使其孔径与棒料之间的间隙不要过大，以免对棒料的液动力支撑作用不足而产生振动。当无合适内径的导向管时，只有缩短棒料的长度，并适当降低车床主轴的转速。
第7节四柱式液压拉深机溢流阀噪声分析
液压拉深机广泛应用于不锈钢、铝制品的成形生产中，液压啸叫是液压机常见故障之一。对液压机液压系统噪声进行分析有助于消除系统故障。
液压系统中按照发生声能的观点可以将元件分为主动和被动两种，主动元件在能量由一
种形式转化为另一种形式的过程中产生噪声，如泵(将机械能转化为液压能)和阀类(14液
压能转化为液体的动能和热能)。被动元件如油箱和油管，本身不产生噪声，但在受迫于某
种能量传输形式的扰动(如压力扰动、机械振动等)时传递噪声，并在共振频率下放大噪声。此外各元件之间的振动和噪声存在一定的相互作用，促使系统噪声形成。
控制阀类是液压系统的一个主要噪声源。其中溢流阀噪声在液压阀中最为突出。表3—1列出了溢流阀各类噪声的成因。
1．溢流阀常见噪声现象分析和解决方法
(1)高速喷流噪声这是最常见的一种噪声。由于气穴作用而产生的嘘嘘声常常发生在主阀心和阀体之间的节流口部位。流体在节流12I会产生很高的流速(有时可达100～
150m／s，通常叫喷流现象)，在节流口以下的通道截面处，流速也极不均匀，此时，油液的压力低于大气压，溶解于油中的空气便会分离出来，产生出大量的气泡，这时会产生200H。以上的噪声。此外，由于流速不均匀而发生涡流或者由于液流被剪切也会发生噪声。
解决方法：提高回油背压，使其高于空气分离压力的临界值，以防止气穴的发生。对溢流阀回油El及回油管进行防漏密封，防止空气进入。主阀弹簧不能太硬，压紧力要适中。
(2)自激振动噪声溢流阀的阀心是支承在弹簧上的，当弹簧的(包括油液的弹性)质量和阻尼系统与管路以至与负载相匹配的有关参数超过临界值时，阀心就会因为其他部分的扰动而产生持续的自激振动和异常噪声。这种振动和溢流阀的导阀、主阀的形状及尺寸有关，导阀、主阀和阀座的加工精度也会影响此类噪声的发生。在温度、压力越高的情况下这种情况越容易发生。直动式溢流阀尤其易于产生自激振荡；先导式溢流阀中又以先导阀容易自振。一般先导阀接近开启压力时最易自振。
解决方法：检查主阀弹簧和先导阀弹簧的刚度是否正常；尽可能减少主、导阀之间高压油的容积，提高主阀的阻尼因素，一般容积越小稳定性越高。
(3)共振噪声共振噪声是溢流阀的弹簧一质量系统与液压泵压力脉动高次谐波共振的结果。尤其是通过阀的流量很小(阀的开口很小)的情况下，有时引起阀心敲击阀座，产生很响的蜂鸣声。
解决方法：使阀的规格和泵的流量匹配，使得在流量较小的情况下，阀的节流15依然较
大。
(4)液压冲击噪声这是先导式溢流阀在卸载时因液压回路压力急剧下降而发生压力冲击产生的噪声。压力愈高、流量愈大、噪声也愈大。这是溢流阀卸载时间很短所致。此时多伴有系统的振动。
解决方法是在溢流阀遥控油路上设置节流阀，使换向阀在打开或关闭时，能延长卸载时问，以减小压力冲击。在卸载油路中采用二级卸载方式。
(5)单音调噪声由于溢流阀工作部分产生缺陷和磨损而发生的一种“啸叫”或者尖叫声。
解决方法是检查紧固件和调压螺母是否松动。更换磨损的阀座、阀心和弹簧。如果噪声是由于同回路的其余部分相互作用而产生的，就必须更换设计换掉整个阀。
以上是溢流阀常见的噪声现象。溢流阀的噪声成因有多种因素，分析溢流阀噪声原因时要充分考虑到液压系统的相关因素。如设备的工作压力和流量，油液的粘度、清洁度、油
温，紧固件是否松动，回油路是否正常等因素。另外，要注意到在调试、生产、检修后等不同阶段溢流阀的噪声，其产生的主要原因往往不同。
2．液压拉深机溢流阀噪声故障分析实例
(1)故障现象某四柱式液压拉深机液压系统中控制主定量泵的先导式溢流阀，当压力
超过17MPa溢流时有尖叫声，当调压低于16MPa时则噪声消失。
(2)分析与排除过程由于是在安装调试过程中出现故障，使用的新阀内部磨损可能性较小。压力正常，说明弹簧和密封应该正常，可能是新油未经过滤使用，油液较脏，堵塞了节流口引起先导阀阀心振动；过滤油液后拆开，清洗阀心内部和阻尼孔，检查阀心弹簧正常，再装上紧固。如果现象依旧，就排除了污染和弹簧疲软的可能。关闭其他油路，使高压油全部经溢流阀溢流，依然在高压时产生尖叫声，至此也排除了和其他油路共振的可能。再在回油路上加一节流阀以增加背压，减小卸载时的压力冲击，效果也不明显。由此判断是因为先导阀弹簧自振频率与调压过程中产生的压力一流量脉动合拍，产生自激振荡和共振。更换其他公司同一规格溢流阀，结果在高压时依然处于共振区间。最后决定在先导阀高压油口处增加阻尼，缓冲先导阀的压力一流量脉动。加工一个体积为先导阀高压油口腔体积一半的浮动消声堵，装人后使用，故障即解除。
另外在主阀上腔加一滑动配合的防振环，体积约为上腔容积的一半，利用防振环的惯性和阻尼作用增大主阀的黏性阻尼系数，不仅可以提高阀的稳定性，而且可以降低噪声。
液压系统振动和噪声的产生原因及消除措施 液压设备在给人们带来诸多方便同时，液压系统的泄漏，振动和噪声，不易维修等缺点，也为液压系统的应用造成了障碍。尤其在现今随着技术水平不断提高，液压系统的噪声和振动也随之加剧，已经成为了限制液压传动技术发展的重要因数，因此，研究液压系统的噪声和振动有着积极的意义。 1，振动和噪声的危害 液压系统中的振动和噪声是两种并存的有害现像，从本质上说，它们是同一个物理现象的两个方面，两者互相依存，共同作用。随着液压传动的运动速度不断增加和压力不断提高，振动和噪声也势必加剧，振动容易破坏液压元件，损害机械的工作性能，影响到设备的使用寿命，而噪声则可能影响操作者的健康和情绪，增加操作者的疲劳度。 2，振动和噪声的来源 造成液压系统中的振动和噪声来源很多，大致有机械系统，液压泵，液压阀及管路等几方面。
机械系统的振动和噪声 机械系统的振动和噪声，主要是由驱动液压泵的机械传动系统引起的，主要有以下几方面。 1，回转体的不平衡 在实际应用中，电机大都通过联轴节驱动液压泵工作，要使这些回转体做到完全的动平衡是非常困难的，如果不平衡力太大，就会在回转时产生较大的转轴的弯曲振动而产生噪声。 2，安装不当液压系统常因安装上存在问题，而引起振动和噪声。如系统管道支承不良及基础的缺陷或液压泵与电机轴不同心，以及联轴节松动，这些都会引起较大的振动和噪声。 2.2液压泵(液压马达)通常是整个液压系统中产生振动和噪声的最主要的液压元件. 液压泵产生振动和噪声的原因,一方面是由于机械的振动,另一方面是由于液体压力流量积聚变化引起的. 1,液压泵压力和流量的周期变化
第三章 机械振动与机械波自我测试题 一、选择题 1、谐振动是一种什么样的运动？ A 匀加速运动； B 匀减速运动； C 匀速运动； D 变加速运动。 2、下列振动中，哪个不是谐振动？ A 弹簧振子的振动； B 当摆角不大(<50)时的单摆的振动； C 位移方程满足x=sin(ωt+φ)的振动； D 拍皮球时皮球的振动。 3、一质点作上下方向的谐振动，设向上为正方向。当质点在平衡位置开始向上振动，则 初位相为： A 0； B 2π； C 2π-； D 3 π 4、当一物体系在一弹簧上作振动，振幅为A ，无阻尼，则： A 当位移是±A ，它的动能最大； B 在运动过程中它的总机械能有改变； C 在任一时刻其势能不变； D 当位移为零时它的势能为最小。 5、有一质量为4kg 的物体，连在一弹簧上，在垂直方向作简谐振动，振幅是1米。当物体上升到最高点时为自然长度。那么物体在最高点时的弹性势能、动能、重力势能之和为：(设弹簧伸到最长时重力势能为零，并取g= l0m/s 2) A 60J ； B 40J ； C 20J ； D 80J 。 6、某质点参与x 1=l0cos(πt -π/2)cm 及x 2=20cos(πt+π/2)cm 两个同方向的谐振动，则合成振动的振幅为： A 20cm ； B l0cm ； C 30cm ； D lcm 。 7、设某列波的波动方程为y=l0sin(10πt -x/100)cm ，在波线上x 等于一个波长处的点的位移方程为： A y= 10sin(10πt - 2π)； B y= l0sin10πt ；
C y= 20sin5πt ； D y= l0cos(l0πt - 2π). 8、已知波动方程为y=0.05sin(l 0πt-πx )cm ，时间单位为秒，当t=T/4时，波源振动速度V 应为： A V= 0.5π； B V=-0.5π2； C V= 0.5πcos10πt ； D V= 0。 9、已知一个lkg 的物体作周期为0.5s 的谐振动，它的能量为2π2J ，则其振幅为： A 2m ； B 0.5m ； C 0.25m ； D 0.2m 。 10、实际的平面简谐波在波线上某点的振动位移是由什么决定的？ A 时间和该点到波源的距离； B 时间及媒质的吸收系数； C 振源振幅、时间及该点到波源的距离； D 振源振幅、时间、媒质吸收系数及该点到波源的距离。 11、两相干波源的位相差为2π时，则在波相遇的某点的振幅： A 一定为两波源振幅之和； B 一定为两波源振幅之差； C 条件不够，不能确定； D 无衰减传播时则为两波源振幅之和。 12、两个初相相等的波源，分别由A 、B 两点向C 点无衰减的传播。波长为λ，AC= 2 5，BC=10λ，则C 点处的振动一定： A 加强； B 减弱； C 振幅为0； D 无法确定。 13、同一媒质中，两声波的声强级相差20dB ，则它们的声强之比为： A 20:1； B 100:1； C 2:1； D 40:1。 14、声压为80N/m 2，声阻抗为443.76kg/m.S 2的声强为： A 7.2J/m 2.s ； B 7.2J ； C 0.09J/m 2s ； D 0.18J/m 2S 。 15、低语时声强为10 -8 W/m 2，飞机发动机的噪声声强为10-1w/m 2，当其频率为1000Hz 时，则它们的声强级之差为： A 10-4d B ； B 150dB ； C ll0dB ； D 70dB 。 16、一个人说话的声强级为30dB ，那么10个人同时声强级说话时的声强级为： A 300d B ； B 3ldB ； C 40dB ； D 50dB 。
液压设备在给人们带来诸多方便同时，液压系统的泄漏，振动和噪声，不易维修等缺点，也为液压系统的应用造成了障碍。尤其在现今随着技术水平不断提高，液压系统的噪声和振动也随之加剧，已经成为了限制液压传动技术发展的重要因数，因此，研究液压系统的噪声和振动有着积极的意义。 1，振动和噪声的危害 液压系统中的振动和噪声是两种并存的有害现像，从本质上说，它们是同一个物理现象的两个方面，两者互相依存，共同作用。随着液压传动的运动速度不断增加和压力不断提高，振动和噪声也势必加剧，振动容易破坏液压元件，损害机械的工作性能，影响到设备的使用寿命，而噪声则可能影响操作者的健康和情绪，增加操作者的疲劳度。 2，振动和噪声的来源 造成液压系统中的振动和噪声来源很多，大致有机械系统，液压泵，液压阀及管路等几方面。 机械系统的振动和噪声 机械系统的振动和噪声，主要是由驱动液压泵的机械传动系统引起的，主要有以下几方面。 1，回转体的不平衡在实际应用中，电机大都通过联轴节驱动液压泵工作，要使这些回转体做到完全的动平衡是非常困难的，如果不平衡力太大，就会在回转时产生较大的转轴的弯曲振动而产生噪声。 2，安装不当液压系统常因安装上存在问题，而引起振动和噪声。如系统管道支承不良及基础的缺陷或液压泵与电机轴不同心，以及联轴节松动，这些都会引起较大的振动和噪声。 2.2液压泵(液压马达)通常是整个液压系统中产生振动和噪声的最主要的液压元件. 液压泵产生振动和噪声的原因,一方面是由于机械的振动,另一方面是由于液体压力流量积聚变化引起的. 1,液压泵压力和流量的周期变化 液压泵的齿轮,叶片及拄塞在吸油,压油的过程中,使相应的工作产生周期性的流量和压力的过程中,使相应的工作腔产生周期的流量和压力的变化,进而引起泵的流量和压力脉动,造成液压泵的构件产生振动,而构件的振动又引起了与其相接触的空气产生疏密变化的振动,进而产生噪声的声压波传播出去. 2,液压泵的空穴现象液压泵在工作时,如果液压油吸入管道的阻力过大,此时,液压油来不及充满泵的吸油腔,造成吸油腔内局部真空,形成负压.如果这个压力恰好达到了油的空气分离
液压系统的振动、噪声诊断与排除 倪元喜马洪茹李学良 摘要：该文主要以液压元件的结构及液压系统的各组成要素为要点分析了液压系统的振动及噪声的产生原因，从原理及实际故障现象等多角度地阐述了该现象的成形，并提 出了部分改善措施。 关键词：噪声、振动、气蚀、液压冲击、判断、处理 一、前言 液压系统是以液体为工作介质进行能量的传递以实现力、位移、速度等机械量的输出，它由液压动力源、各种控制阀、执行机构及其他辅助元件等组成。液压系统在运行中会发出和谐有节奏的声音，而振动、噪声一旦超过了正常状态，则表明系统存在异常。振动、噪声不仅对人的身心健康有害，而且影响系统的工作性能和液压元件的寿命，应及时消除。随着液压设备的高压、高速、大功率化，降低振动和噪声已成为目前液压技术的重大课题之一。 二、振动与噪声的来源 噪声按照表现形式可分为两种：其一是连续不断地发出嗡嗡声，有时还伴随其他杂音；另一种是断续十分刺耳的吱嗡声。按形成原因又可分为机械振动噪声和流体振动噪声。 1、机械振动噪声 由于机械部件的运动或相互间的作用，产生振动而激发的噪声，称为机械噪声。机械振动噪声主要是由于零件之间发生接触、冲击和振动引起的。 ⑴、回转体不平衡。电动机、液压泵、液压马达等高速回转体，如果转动部分不平衡则会产生周期性的不平衡离心力，从而引起转轴的弯曲振动，因而产生噪声。 ⑵、联轴节不同轴。电动机与液压泵不同轴致使联轴器偏斜也会产生振动和噪声。实验证明，当两者同轴度为0.02mm时，就会产生振动，超过0.08mm时，振动噪声较大。 ⑶、电动机噪声。电动机除机械噪声外，还会产生通风噪声（如冷却风扇声和风声）和电磁噪声（电动机通电后的电磁噪声和蝉鸣声）。 ⑷、轴承噪声。轴承在工作过程中也会发出噪声，滑动轴承噪声低于滚动轴承。同一类型的轴承，其内径越大，引起的噪声就越大，内径每增加5mm，其振动级增大1~2dB（分贝）。
如图所示扭转系统。设12122;t t I I k k == 1．写出系统的刚度矩阵和质量矩阵； 2．写出系统的频率方程并求出固有频率和振型，画出振型图。 解：1)以静平衡位置为原点，设12,I I 的转角12,θθ为广义坐标，画出12,I I 隔离体，根据牛顿第二定律得到运动微分方程： 111121222221()0()0t t t I k k I k θθθθθθθ?++-=?? +-=??，即：1112122222122()0 t t t t t I k k k I k k θθθθθθ?++-=??-+=?? 所以：[][]12 21 2220,0t t t t t k k k I M K k k I +-?? ??==????-???? 系统运动微分方程可写为：[][]11220M K θθθθ?????? +=????????? ? ………… (a) 或者采用能量法：系统的动能和势能分别为 θθ= +22112211 22T E I I θθθθθθθ=+-=++-222211212121221121111 ()()2222t t t t t t U k k k k k k
求偏导也可以得到[][],M K 由于12122;t t I I k k ==，所以[][]212021,0111t M I K k -???? ==????-???? 2)设系统固有振动的解为： 1122cos u t u θωθ???? =????????，代入（a ）可得： [][]12 2()0u K M u ω?? -=???? ………… (b) 得到频率方程：22 12 1 2 1 12 22()0t t t t k I k k k I ωωω--= =-- 即：224 222 121() 240t t I k I k ωωω=-+= 解得：2 1 1,22 2 (22t k I ω±= = 所以：1ω= 2ω =………… (c) 将（c ）代入（b ）可得： 1 121 2 121112 2(22)22 20(22t t t t t t k k I k I u u k k k I I ?? ±--?? ????=????????--?? ??
2.4 晶格振动与声子 绝热近似下，固体的运动近似地简化为两个相对较小的子系统：电子和核（或原子实）的运动问题。前面对电子体系的运动状态作了讨论，现在对第二个问题，即核（或原子实）子系统的运动作一简要回顾。如2.1中所述，对给定的电子系 状态n ，原子实系统 感受到的 有效势场 ()()() N LL n V V E =+R R R ， 原子实间的库伦相互作用() LL V R + 依赖于核构型的电子能() n E R 描述原子实系统运动的哈密顿方程为： ()()()()() 2 2 12I n LL S I I X E V X E X M ??-?++=??∑R R R R R （2.4-1） 2.4.1 简谐近似和正则振动模 上述方程涉及大量粒子的运动，数学上很难求解。需要一个好的近似作为讨论的出发点。我们感兴趣的是：有效势有极小值（即具有稳定平衡构形），原子偏离平衡位置不太远的情形。 设晶体包含N 个原胞，每个原胞有υ个原子，采用周期性边界条件。 第n 个原胞中，第α个原子的平衡位置为 n n R R R αα=+， n R 和R α分别为原胞（代表点）位置和原子α在原胞中相对代表点的位置。 原子相对平衡位置的瞬时位移的直角坐标分量为()n i s t α （1,2,3i =）。 将有效势场() N V R 在平衡核构形{}0n R α=R 处作泰勒展开： ()() 201......2N N N n i n i n in i n i n i V V V s s S S αααααα''''''''' ?=++??∑R R （2.4-2） 取常数项为零，一次项在平衡构型下恒等于零，展开式中第一个不为零的项就是二次项。考虑原子实围绕平衡位置作小振动的情形，高次项可忽略，这就是所谓的 简谐近似。可以证明，由这样的简谐势联系在一起的N υ个粒子构成
3.为了降低排杂含棉率,增加了二道排杂刀用顺棉板,减少了有效纤维的流失。 4.在排杂刀前侧设计了安全照明灯,以方便用户工作及观察落杂情况。 五、速度继电器的改进 皮清机原先使用的机械式速度继电器不易调整,反应不灵敏,故障率较高,改进后采用了单片机控制的数字式电子速度继电器,这种速度继电器能精确控制给棉传动轴的转速,当转速低于设定值时,电子速度继电器的触点断开,控制电路将给棉电机的电源切断,同时轧花机开箱。电子速度继电器在临沭棉麻公司等用户单位投入运行后,有效地保护了给棉板,深受用户好评。因为继电器是单片机控制的,所以具有很高的精度和灵敏度,是机械式速度继电器和模拟电子速度继电器无法相比的。 液压系统的噪音和振动及排除方法 启东供销机械厂 葛静珍 棉花加工厂大都使用液压打包机将棉纤维打包成型。打包机上的液压系统可能出现的故障是多种多样的。一种故障的产生,其原因也不尽相同,可能是由于一种原因引起,也可能是几种原因的综合结果。因此,出现故障时,必须仔细检查、分析,找出其主要原因,然后加以排除。实践经验表明,噪音是液压系统中最常见的故障之一,有时还伴随着出现振动。产生噪音的原因和排除方法为: 一、液压系统中混入空气而产生噪音 空气进入液压系统的原因,大致有三个方面: 1.大气压下液压油中一般溶解了体积为5%～6%的空气,而且气体在油液中的溶解度与压力成正比。 2.从油箱中进入液压系统:当油箱中油位过低、吸油管浸入油中太短,在吸油口附近形成旋涡使空气吸入油泵;吸油管和回油管在油箱中没有用隔板隔开或相距太近,回油飞溅、搅成泡沫使空气吸入油泵;回油管没有浸入最低油面以下,回油冲击在油面工箱壁上,在油面上产生大量气泡,使空气与油一起吸入系统。 3.由于密封不严、配管接头不严,在系统中低于大气压的部位吸入系统;如油泵的吸油腔、吸油管、压油管中流速高(压力低)的局部区域,停车以后回油腔的油经回油管返回油箱时形成局部真空的地方。 为了防止以上几种现象,应采取以下几种措施: (1)油箱设计要合理,容积要足够大,可采用设有隔板的长油箱,分成回油箱和吸油箱。 (2)油箱中的油液要加到规定的高度,吸油管一定入油池3 5深度。 (3)液压油的规格应符合说明书的要求。各接头要严格密封,防止泵内短时吸进空气。各有关设置要定期清洗,以防堵塞。 二、液压泵也是一个主要噪音源 电网电压发生变化、负载发生变化、本身的压力波动和流量脉动等均能引发液压泵的噪音和振动。电网电压波动将引起液压泵的流量脉动,致使泵的出口及管路压力波动,这是外因引起的流量与压力波动所产生的流体的噪音。 因油区的压力冲击,液压泵也可产生流体噪音。如斜盘式轴向柱塞泵,其缸体在旋转过程中位于上死点时,柱塞腔内的液体压力在与排油腔接通的瞬间,吸油压力突然上升到排油压力,产生较大的压力冲击。同理,在位于下死点时,也产生压力冲击,它们是液压泵的另一个主要噪音源。 要使液压泵的噪音最低,电网容量要足够大;在选择液压泵时,在保证所需的功率和流量的前提下,尽量选转速低的液压泵;也可选用复合泵,提高溢流阀的灵敏度,增设卸荷回路等来降低噪音。 三、控制阀是另一个噪音源 ? 8 1 ?《中国棉花加工》2000年第3期
晶格振动与声子 2010-04-24 16:38:01| 分类：微电子物理| 标签：|字号大中小订阅 （什么是声学波？什么是光学波？什么是声子？） 作者：Xie M. X. (UESTC，成都市) （1）格波： 晶格振动(Crystal lattice vibration) 就是晶体原子在格点附近的热振动，这是个力学中的小振动问题, 可用简正振动和振动模来描述。由于晶格具有周期性，则晶格的振动模具有波的形式，称为格波。一个格波就表示晶体所有原子都参与的一种振动模式。格波可区分为声学波和光学波两类——两种模式。 声学波是晶格振动中频率比较低的、而且频率随波矢变化较大的那一支格波；对于波矢比较小的长声学波，与弹性波一致，它表示着原胞中所有原子的一致运动[相位和振幅都相同]；声学波的能量虽然较低，但是其动量却可能很大，因此在对于载流子的散射与复合中，声学波声子往往起着交换动量的作用。 光学波是复式晶格振动中频率比较高的、而且频率随波矢变化较小的那一支格波；对于长光学波，它表示着相位相反的两种原子的振动，即表示着两种格子的相对振动[但质心不变]。光学波声子具有较高的能量，而高能量声子的动量往往很小，所以光学波声子在与载流子的相互作用中往往起着交换能量的作用。 （2）声子： 格波的能量是量子化的: 频率ω的格波具有谐振子一样的分离能量：E = ( n + 1/2 ) ?ω, n = 0,1,2,2,…。则当格波与载流子相互作用时, 格波能量的改变只能是?ω的整数倍; 该晶格振动能量?ω的量子即称为声子（Phonon ）。当格波能量减少?ω时, 就说晶格放出一个声子; 如格波能量增加?ω时, 就说晶格吸收一个声子. 因此晶格与载流子的相互作用可看成是格波对载流子的散射(碰撞)。 由于晶格振动有声学波和光学波两种模式，所以相应的就有两种声子——声学波声子和光学波声子。一个格波,即一种振动模,就称为一种声子；当这种振动模处于(nq+1/2) ?ωq 本征态时，就说有nq个声子, nq是声子数。晶格中共有3Nr个格波,即有3Nr种声子;共有3支声学波声子和(3r－3)支光学波声子；又可有纵向声子和横向声子。 声子本身不导电，但是它能够传热，并且还对载流子产生散射作用——声子散射。晶体的比热、热导、电导等都与声子有关。 用声子可以简明地描述晶格振动,它反映的是晶体原子集体运动状态的激发单元（元激发），因此声子是固体中的一种典型的元激发。声子是Bose子, 则每一个晶格振动的状态可被很多声子所占据；而声子的数目仅与晶格振动的能量有关(决定于温度)，一个晶格振动模式平均的声子占据数目为nj(q) = {exp[?ωj(q) /kT]－1}-1 . 因此,系统中声子的数目随着温度的上升而增加。由于声子的动量q不确定（q和q+ Gn表示相同的晶格振动状态，Gn是倒格子矢量），而且系统中的声子数不守恒(与温度有关), 因此,声子并不是真实的粒子, 而是所谓“准粒子”。 光学波的能量较高（最高能量的格波量子——声子，称为拉曼声子），但是较高能量光学波的动量却很小，因此在载流子的散射和复合过程中往往起着交换能量的作用。晶体中声子的相互作用，有一种过程是两个声子碰撞而产生第三个声子的过程，但声子的动量没有发生变化，即有? q1 + ? q2 = ? q3 （q1、q2和q3分别是第一、第二和第三个声子的动量），这种碰撞就常常简称为正规过程（Normal process）或者N过程。因为正规碰撞过程只改变动量的分布，而不影响热流的方向，故对热阻没有贡献。
第三章 晶格振动与晶体的热力学函数 一、 填空体 1. 若在三维空间中，晶体由N 个原胞组成,每个原胞有一个原子,则共有_ 3 N_个独立的 振动,_ N__个波矢, 3N_支格波。 2. 体积为V 的ZnS 晶体，如果晶胞的体积为Ω，则晶格振动的模式书为24N/Ω 。 3. 三维绝缘体晶体的低温比热Cv 与温度T 的关系为Cv~T 3。 4. 某三维晶体由N 个原胞组成，每个原胞内有3个原子。考虑晶体的晶格振动，其色散关系共有 9N 支，其中 3N 支声学波，包括 2N 支横声学波， 1N 支纵声学波；另有 6N 支光学波。 5. 二维绝缘体晶体的低温比热Cv 与温度T 的关系为Cv~T 2。 6. 一维绝缘体晶体的低温比热Cv 与温度T 的关系为Cv~T 。 7. 三维绝缘体晶体的低温平均内能与温度T 的关系为U~T 4。 8.二维绝缘体晶体的低温平均内能与温度T 的关系为U~T 3。 9. 一维绝缘体晶体的低温平均内能温度T 的关系为U~T 2。 10.绝缘体中与温度有关的内能来源于 晶格振动能 。 11.导体中与温度有关的内能来源于 晶格振动能 和 价电子热运动动能 。 12. 某二维晶体由N 个原胞组成，每个原胞内有2个原子。考虑晶体的晶格振动，其色散关系共有 4N 支，其中 2N 支声学波，包括 N 支横声学波， N 支纵声学波；另有 2N 支光学波。 13. 某一维晶体由N 个原胞组成，每个原胞内有3个原子。考虑晶体的晶格振动，其色散关系共有 3N 支，其中 N 支声学波，包括 N 支横声学波， 0 支纵声学波；另有 2N 支光学波。 14.晶格振动的元激发为 声子 ，其能量为 ω ，准动量为 q 。 15德拜模型的基本假设为：格波作为弹性波、 介质是各向同性介质。 16.对三维体积为V 的晶体，波矢空间中的波矢密度为： 3 ) 2(V π ；对二维面积为S 的晶体，波矢空间中的波矢密度为：2 )2(S π ；对一维长度为L 的晶体，波矢空间中的波矢密度为： π 2L 。 二、基本概念 1. 声子 晶格振动的能量量子。 2.波恩-卡门条件 即周期性边界条件，设想在实际晶体外，仍然有无限多个相同的晶体相连接，各晶体中相对应的原子的运动情况都一样。 3.波矢密度 波矢空间单位体积内的波矢数目，三维时为3 c )2(V π，Vc 为晶体体积。 4. 模式密度 单位频率间隔内模式数目。 5.晶格振动。 答：由于晶体内原子间存在着相互作用，原子的振动就不是孤立的，而要以波的形式在晶体中传播，形成所谓格波，因此晶体可视为一个互相耦合的振动系统，这个系统的运动就叫晶格振动。
第五章 晶格振动习题和答案 1．什么叫简正振动模式？简正振动数目、格波数目或格波振动模式数目是否是一回事？ [解答] 为了使问题既简化又能抓住主要矛盾，在分析讨论晶格振动时，将原子间互作用力的泰勒级数中的非线性项忽略掉的近似称为间谐近似。在间谐近似下，由N 个原子构成的晶体的晶格振动，可等效成3N 个独立的谐振子的振动。每个谐振子的振动模式称为间正振动模式，它对应着所有的原子都以该模式的频率做振动，它是晶格振动模式中最简单最基本的振动方式。原子的振动，或者说格波振动通常是这3N 个简正振动模式的线性迭加。 简正振动数目、格波数目或格波振动模式数目是一回事，这个数目等于晶体中所有原子的自由度数之和，即等3N 。 2．长光学支格波与长声学支格波本质上有何差别？ [解答] 长光学支格波的特征是每个原胞内的不同原子做相对振动，振动频略较高，它包含了晶格振动频率最高的振动模式。长声学支格波的特征原胞内的不同原子没有相对位移，原胞做整体运动，振动频率较低，它包含了晶格振动频率最低的振动模式，波速是一常数。任何晶体都存在声学支格波，但简单晶格（非复式格子）晶体不存在光学支格波。 3． 温度一定，一个光学波的声子数目多呢，还是声学波的声子数目多？ [解答] 频率为ω的格波的（平均）声子数为 1 1)(/-= T k B e n ωω 因为光学波的频率0ω比声学波的频率A ω高，（1/0-T k B e ω ）大于（1/-T k B A e ω ），所以在温度一定情况下， 一个光学波的声子数目少于一个声学波的声子数目。 4． 对同一个振动模式，温度高时的声子数目多呢，还是温度低时的声子数目多呢？ [解答] 设温度H T 〉L T ，由于（1/-H B T k e ω ）大于（1/-L B T k e ω ），所以对同一个振动模式，温度 高时的声子数目多于温度低时的声子数目。 5． 高温时，频率为ω的格波的声子数目与温度有何关系？ [解答] 温度很高时，T k e B T k B /1/ωω +≈ ，频率为ω的格波的（平均）声子数为 ω ωω T k e n B T k B ≈-= 1 1)(/ 可见高温时，格波的声子数目与温度近似成正比。 6． 喇曼散射方法中，光子会不会产生倒逆散射？ [解答] 晶格振动谱的测定中，光波的波长与格波的波长越接近，光波与声波的相互作用才越显著。喇曼散射中所用的红外光，对晶格振动谱来说，该波长属于长波长范围。因此，喇曼散射是光子与长光学波声子的相互作用。长光学波声子的波矢很小，相应的动量q 不大。而能产生倒逆散射的条件是光的入射
流体振动——液压振动技术 一、简介 液压振动技术是用液压产生振动并利用这种振动的技术。它的原理是把直流液流变为交变液流，使压力能转换成活塞运动的振动能，或者将压力能以某种方式(如气体的或液体的弹簧)储存起，而后再释放形成工作活塞的振动。 应用液压直接产生振动有如下几种方法:直流液压振动法、交流液压振动法、液压自激振荡法、射流液压振动法和电—液振动法。 液压振动技术按其工作原理一般具有下述基本特性: 1)液压振动以液压容积传动形式的液压振动器产生，属一次式 液压传动装置，即本身既是液压振动发生装置，又是液压振 动执行机构。 2)液压振动器利用油路中交替变化的压力液流来传递液压能而 直接产生活塞的周期振动。 3)油路中交替变化的压力液流是依靠液压振动器在振动过程中 的运动参数(如速度、加速度和振幅等)或液体参数(如压力、 流量等)的变化作为反馈信号来控制。 4)液压振动器是一个重复循环的周期运动元件，对其过渡过程 品质没有严格要求。 5)液压振动器是阀——活塞组合的动力元件。 产生振动的方法有很多，还有电动、机械和气动等方式。但是液压振动较其它振动方式，有以下优点：
1)液压振动机构既能产生低中频率、大振幅，又能采取措施 使之产生高频率、小振幅，因此应用范围广。 2)输出功率大。因为液压系统的工作压力远比风动工作压力 10kg cm2和电动的磁场电力强度4?6kg cm2高。因而采用液压振动技术所构成的机械装置尺寸小，重量轻。 3)液压振动技术能量利用率高。其输出特性易于调节，与风动 相比，消耗能源减少3 4?5 6 ，而效率却提高50%，且液压振动 机构的振动频率和输出功率可进行无级调节，以适应不同的 工作条件。 4)液压振动器的噪音低，从而改善了劳动条件。 5)机构简单、运行可靠。液压振动机构属自控方式工作，整个 机构简单，活动件少，并且在油液中动作，其润滑性好、磨 损少、使用寿命长。 6)适宜于特殊作业环境工作。液压振动机构由于具有振动和冲 击特性，因此不仅适用于一些需要产生振动和冲击的场合， 还能适应于高温、高压、水下和恶劣环境的作业。 液压振动机构除具有一般液压传动机构可以达到的几种作业要求，如压、推、举、拉、弯、夹、扩和按等以外，还可以扩大到钻、掘、铲、破、夯、冲、填、剪和振动作业，因而能承担凿岩、破碎、夯实、打桩、钻孔、压力加工、筛分和振动等需要，广泛应用于国民经济各部门。 二、液压振动结构分类
液压动力系统的振动试验分析 Harald Ortwig 摘要 振动是影响液压元件使用寿命和液压回路噪声的重要因素。液压泵是产生振动和噪声的主要元件。在完整的液压系统中常常可以看到，即使是经过振动、噪声优化的液压泵也会因为液压系统内部机构的相互作用而产生噪声问题。分析噪声问题的方法有很多种，这些方法主要是基于噪声源的频分析普来评估影响最大的噪声的频率。最精确的噪声分析要给出使用消声器消除最主要的那一个或那几个噪声声的频率信息。ó2005Elsevier Ltd.版权所有。关键词：特里尔应用科学大学；流体动力；振动；噪声；降噪；消声器。 1.引言 为了在运动部件中传递很大的力或运动时常常会采用液压系统。如果设计得当，液压系统可以具有很高的可靠性、比较低的成本、很高的能量密度和紧凑的结构。它的缺点是泄露和噪声会引起效率损失和环境污染。 效率的问题通过去年针对节能开发的特殊液压回路设计得到了一定的解决。泄露问题通过提高连接和密封技术以及采用针对像施工机械这样关键领域的专用液压油得到了很好的解决。然而，噪声问题才是关键问题，提高零部件的能量密度会加大振动，振动又会引起噪声。将来对于噪声的特殊解决方案需求肯定会越来越多。 2.振动和噪声可行的解决办法 液压系统中的噪声通过流体、实体结构和空气传播（图1），然后通过元件表面辐射出来(Jarchow,1997)。液压泵产生流量和压力不是连续的而是脉动的，液压泵产生噪声的一个相关原因可以这种方式中找到。图2中给出了液压系统中流量和压力的相互作用、噪声源和降噪方法。降低泵的脉冲来消除振动和噪声是泵的设计者的主要任务。修改轴向柱塞泵配流盘的设计或者优化泵内的流体结构参数并不是唯一的解决办法(Jarchow,1997;Grahl, 1989)。另一方面，整个液压系统可以采用其他的解决方法，比如改变子系统或整个系统的液压元件或隔声装置的结构。还有一个消除液压泵脉冲产生的振动的办法是使用液压消声器。它尤其适合使用在噪声产生的地方，比如液压系统中产生脉冲和振动的地方。这种方法的先进之处在于可以运用于整个液压系统的各处，因为有些地方即使是修改泵的参数也不能解决问题。流体动力衰减器按照功能不同可以分为两类: 1.吸收型消声器，比如蓄能器。 2..反射型消声器，比如扩张室衰减器(ECA)。 这些衰减器都很容易由蓄能器技术演变过来。其他几种在过去几十年年里经常被提到，拉尔森1987年提到了一种衰减器就是赫姆霍兹共鸣器。这种衰减器的一大优点是它能很好的与某一种频率的压力波共鸣，从而几乎全部将其衰减掉。但是消声频带非常窄，超出了这个频带消声效果很差劲，在某些频率下甚至会把噪声放大。图3显示了吸收型消声器的设计原理，图4显示了扩张室衰减器的设计原理。它们消声的物理原理不同，图形还显示了两种衰减器的阻尼特性。 吸收型消声器基本上就是一个液压蓄能器，它把噪声能量吸收到填充气体里面。气体压缩和膨胀将噪声能量转换成热能。它在低频段（50—300Hz）的阻尼特性非常好。相关的压力脉冲可以被衰减到1/1000,即60分贝。另一方面，这种消声器的有效频率范围比反射型消声器的要窄得多。高频衰减效果差跟隔膜和气体的惯性有关。阻尼作用需要物质粒子速度的改变来实现，物质粒子跟不上脉冲的频率的时候，速度改变的延迟时间增加，振动幅度减小。
第三章.石油化工旋转机械振动标准 （SHS01003-2004） 1总则 1.1主题内容与适用范围 1.1.1本标准规定了石油化工旋转机械振动评定的现场测量方法（包括测量参数、测量仪器、测点布置、测试技术要求、机器分类等）及评定准则。石油化工旋转机械振动分析的现场测量方法应满足本标准的规定但不仅限于此。 1.1.2本标准适用的设备包括电动机、发电机、蒸汽轮机、烟气轮机、燃气轮机、离心压缩机、离心泵和风机等类旋转机械。 按照本标准规定的方法进行测试得到的振动数据，可作为设备状态评定和设备验收的依据。经买卖双方协商认可，亦可采用制造厂标准或其他标准。 1.1.3本标准不适用于主要工作部件为往复运动的原动机及其传动装置。 本标准也不适用于振动环境中的旋转机械的振动测量。振动环境是指环境传输的振动值大于运行振动值1/3的情况。 1.1.4未能纳入本标准范围的其他旋转机械，暂按设备出厂标准进行检验和运行。 1.2编写修订依据 GB/T 6075.1-1999 在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动第1部分：总则 GB/T 6075.3-2001 在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动第3部分：额定功率大于15kw、额定转速在120~15000r/min之间的现场测量的工业机器 GB 11348.1-1999 旋转机械转轴径向振动的测量和评定第一部分：总则 1.3本标准提供两种振动评定方法，即机壳表面振动及轴振动 的评定方法。 在机壳表面，例如轴承部位测得的振动是机器内部应力或运动状态的一种反映。现场应用的多数机泵设备（电动机、各种油泵、水泵等），由
机壳表面测得的振动速度，可为实际遇到的大多数情况提供与实践经验相一致的可信评定。 汽轮机、离心压缩机等大型旋转机械（如炼油催化三机、化肥五大机组、乙烯三大机组和空分装置的空压机等）通常含有挠性转子轴系，在固定构件上（如轴承座）测得的振动响应不足以表征机器的运转状态，对这类设备必须测量轴振动，根据实际需要，结合固定构件上的振动情况评定设备的振动状态。 2机壳表面振动 2.1本标准适用于转速为10~200r/s(600~12000r/min)旋转机 械振动烈度的现场测量与评定。 2.2测量参数 本标准规定在机壳表面（例如轴承盖处）测得的、频率在10~1000Hz 范围内的振动速度的均方根(Vrms)作为表征机械振动状态的测量参数，在规定点和规定的测量方向上测得的最大值作为机器的振动烈度。 2.3测量点的布置 测点一般布置在每一主轴承或主轴承座上，并在径向和轴向两个方向上进行测量，如图1所示。对于立式或倾斜安装的机器，测量点应布置在能得出最大振动读数的位置或规定的位置上，并将测点位置和测量值一同记录。测点位置应固定，一般应作明显标记。机器护罩、盖板等零件不适宜作测点。 2.4测量仪器 2.4.1一般采用由传感器、滤波放大器、指示器和电源装置等组成的测量仪表。允许采用能取得同样结果的其他仪器。 2.4.2测量登记表滤波放大器的带通频率为10~1000Hz。 2.4.3测量仪表系统误差不超过±10%。 2.4.4传感器振动速度线性响应的最大值至少为感受方向上满量程振动速度的3倍，传感器横向灵敏度应小于10%。 2.4.5直读仪器应能指示或记录振动速度的均方根值。 2.4.6测量登记表尽可能采用电池为电源装置。 2.4.7测量仪表需定期校准，保证它具有可靠的测量结果。 2.5测量技术要求
3.6 晶格振动的实验观测 一. 一般描述 二. 非弹性X-射线散射 三. Raman 散射和Brilouin 散射 四. 远红外和红外吸收光谱 参考黄昆36Kitt l 845五. 非弹性中子散射 六. 隧道谱 参考：黄昆书3.6 节, Kittel 8 版4.5 节 P .Bruesch Phonons: Theory and Experiments Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ其中第2卷是测量方法。 由于多种原因我国晶格振动的实验观测相对落后由于多种原因，我国晶格振动的实验观测相对落后，各种固体教材中介绍该内容相对较少，应该予以弥补。
一.一般描述： 从上面讨论中我们已经看到晶格振动是影响固体很多从上面讨论中我们已经看到：晶格振动是影响固体很多性质的重要因素，而且只要T ≠0K ，原子的热运动就是理解。所以从实验上观测晶格振动的固体性质时不可忽视的因素所以从实验观测晶格振动的规律是固体微观结构研究的重要内容，是固体物理实验方法的核心内容之一。（晶体结构测定；晶格振动谱测定；费米面测定缺陷观测等）面测定；缺陷观测；等。） ： 晶格振动规律主要通过晶格振动谱反映 1.晶格振动色散关系： ()j q ωω=f 2.态密度：()() g ωω= 实验观测就围绕着这两条曲线的测 定进行,包括各种因素对它们的影响以及 声子的寿命等。主要通过辐射波和晶格 振动的相互作用来完成。
其中最重要、最普遍的方法是： Far-Infrared and (FIR)Infrared Spectroscope (IR) 远红外和红外光谱Raman Spectroscope (R) 电磁波Raman Spectroscope (R) 喇曼光谱Brillouin Spectroscope (B) 布里渊散射谱Diffuse X-Ray Scattering X 射线漫散射Inelastic neutron Scattering (INS) e ast c eut o Scatte g (S) 非弹性中子散射Ultrasonic methods (US) 超声技术 （IETS)非弹性电子隧道谱
文件编号：GD/FS-4122 （解决方案范本系列） 振动压路机液压系统常见故障分析与排除详细版 A Specific Measure To Solve A Certain Problem, The Process Includes Determining The Problem Object And Influence Scope, Analyzing The Problem, Cost Planning, And Finally Implementing. 编辑：_________________ 单位：_________________ 日期：_________________
振动压路机液压系统常见故障分析 与排除详细版 提示语：本解决方案文件适合使用于对某一问题，或行业提出的一个解决问题的具体措施，过程包含确定问题对象和影响范围，分析问题，提出解决问题的办法和建议，成本规划和可行性分析，最后执行。，文档所展示内容即为所得，可在下载完成后直接进行编辑。 振动压路机前轮的振动是依靠液压马达转动时带动失去静平衡的一个激振转子转动(就像我们常见的蛙式打夯机)，使前轮振动，以增强压实能力和影响深度。其液压系统主要由液压油泵、电磁控制阀、调节阀、液压马达、辅助元件等组成。 振动压路机的液压系统工作好坏，集中地表现在振动频率和振幅。如果振动轮不振动或振动频率和振幅低于初始值，说明是液压系统发生了故障。 一、振动轮不振动 1．现象 接通电磁阀的电路时，振动轮不振动。
2．原因分析 振动压路机激振液压马达的油路是通过电磁阀的电磁线圈通电后产生磁力，驱动铁芯使控制阀的滑阀移动，以接通液压马达与油泵的压力油路和回油路。液压马达在压力油的作用下转动，并带动振子激振。如果接通电路开关后振轮不振动，可能是液压马达的压力油路没有接通之故，其原因是： (1)电路故障 电磁阀的电源电路断路或电磁线圈损坏，不能驱动换向阀的滑阀与阀体相对滑移，故不能接通液压马达的压力油路而不振动。 (2)换向阀故障 滑阀被机械杂质卡死在关闭位置，使电磁阀难以驱动，造成液压马达不能将油路接通，则压路机不振动。
第二章 晶格振动和晶格缺陷 上一章里，把组成晶体的原子或离子看成是固定不动的，都处在其平衡位置上。实际晶体中的原子却是不停地在其平衡位置附近做热振动的，并且随着温度的升高，振动会不断加剧。这种热振动也称晶格振动，它会破坏晶格的周期性，在晶格中造成缺陷，从而对半导体的性质产生重要影响。实际三维晶体中原子的振动现象很复杂，我们只分析一维晶体（单原子和双原子链）的振动，然后将所得到的规律和结论推广到三维晶体中。 §2-1 一维均匀线的振动 为研究一维原子链的振动，首先复习一下一维均匀线中弹性波（纵波）的传播现象。设均匀线的质量密度为ρ，弹性模量为K ，又设线上每一点只能沿线本身的方向运动，如图2-1所示。 若在线段x ?上施加一作用力，它将引起x 点的纵向位移u （x ）。此时在x 处的 相对伸长，即形变为x u x e ??=)(，在x x ?+处的形变则为x x u x e x x e ???+=?+22)()(。 因此在线元x ?上的作用力 []x x u K x e x x e K F x ???=-?+=?22)()( （2-1） 此作用力还可表示为线元质量x ?ρ乘上加速度22t u ??，即 22t u x F x ???=?ρ （2-2） 从而有 22t u ??=22 222x u x u K ??=??υρ （2-3） 式中，ρ υK = 是弹性波的传播速度（声波速度），与振动频率无关。（2-3）式 称线性振动方程，其解为具有如下形式的简谐波 [ ])(e x p ),(t qx i A t x u ω-= （2-4） 式中，A 为振幅，πνω2=为角频率，ν为振动频率，λ π 2=q 为波矢（波数 λ 1 π2?）， λνυ=为波速，从而有 q υλπυπνω===/22 （2-5）
3.1 如图所示扭转系统。设12122;t t I I k k == 1．写出系统的刚度矩阵和质量矩阵； 2．写出系统的频率方程并求出固有频率和振型，画出振型图。 解：1)以静平衡位置为原点，设12,I I 的转角12,θθ为广义坐标，画出12,I I 隔离体，根据牛顿第二定律得到运动微分方程： 111121222221()0()0t t t I k k I k θθθθθθθ?++-=??+-=?? ，即：1112122 222122()00t t t t t I k k k I k k θθθθθθ?++-=??-+=?? 所以：[][]12 21 2220,0t t t t t k k k I M K k k I +-?? ??==??? ?-???? 系统运动微分方程可写为：[][]11220M K θθθθ?????? +=?????????? ………… (a) 或者采用能量法：系统的动能和势能分别为 θθ=+ 22 11221122T E I I θθθθθθθ=+-=++-222211212121221121111 ()()2222t t t t t t U k k k k k k 求偏导也可以得到[][],M K
由于12122;t t I I k k ==，所以[][]212021,0111t M I K k -???? ==???? -???? 2)设系统固有振动的解为： 1122cos u t u θωθ???? =???????? ，代入（a ）可得： [][]122()0u K M u ω?? -=???? ………… (b) 得到频率方程：22 12 121 12 22()0t t t t k I k k k I ωωω--= =-- 即：224 222121()240t t I k I k ωωω=-+= 解得：2 1,2 22 ω== 所以：1ω= 2ω= ………… (c) 将（c ）代入（b ）可得： 1 12121211122(22220(22t t t t t t k k I k I u u k k k I I ??±--?? ????=?????? ?? --???? 解得： 11212u u =- ；12222 u u =