0 引言

舰船操舵系统是保证舰船航行的重要设备。然而，液压操舵系统噪声大，严重影响了船员的生活。随着液压技术向高压、高速、大流量、高功率发展，液压系统噪声问题更加突出。就舰船液压系统而言，更加注重设备的低噪声特性^[1]。因此，本文将结合某船用操舵系统，给出低噪声液压原理设计，探讨系统噪声源，并重点针对液压系统的冲击噪声，基于AMESim仿真平台，做出仿真分析，给出降噪设计建议。

1 系统原理设计

传统液压操舵系统采用了泵控式架构设计或阀控式架构设计。泵控系统主要通过改变回路中变量泵的排量来调节执行元件速度；阀控系统主要通过改变流量控制阀的流通截面积大小来控制流入或流出执行元件的流量。直驱式电液伺服系统，结合了电机变频调速灵活和液压大出力特点，采用变频电机控制定量泵，通过电机转速的改变调节系统流量，进而控制整个回路，基本原理如图 1所示。

其主要由控制子系统和机械子系统两大部分组成。其中控制子系统由控制器、伺服驱动器以及传感器组等组成；机械子系统由伺服电机、双向定量泵及液压回路等组成。控制子系统采用基于磁场定向的伺服控制原理，其控制结构由位置环、转速环和电流环3个闭环组成。机械子系统主要由伺服电机驱动定量泵，为液压系统提供动力源。整个系统通过控制子系统调节伺服电机转速，改变泵的流量，达到控制作动器动作的目的。由于取消了泵控系统中连续运行的电机和阀控系统中频繁动作的伺服阀，同时，电动机和液压泵长期在额定转速或低于额定转速的情况下运行，可减少液压泵的磨损和系统的噪声，提高系统寿命和可靠性^[2]。

2 系统噪声源分析 2.1 伺服电机

直驱式电液伺服系统中，伺服电机需全工况变转速运行，低噪声电机的选型至关重要。电机运行可能产生电磁噪声、旋转噪声、轴承噪声、壳体振动噪声等。相应的GJB69A-97以及GB 10069.3-2008对船用电机噪声做出了规范。步进电机在低速时易出现低频振动现象。交流伺服电机运转平稳，即使在低速时也不会出现振动现象。同时交流伺服系统具有共振抑制功能，可涵盖机械的刚性不足，并且系统内部具有频率解析机能（FFT），可检测出机械的共振点，便于系统调整，避开共振点。交流伺服电机又分为同步型和异步型，同步型体积大、启动特性欠佳。综合考虑，系统选用异步交流伺服电机。

2.2 液压泵

相关文献列出了液压系统主要噪声源排名，指出液压泵是液压系统中主要噪声来源^[3]。液压泵一般是靠密封容积变化的原理完成油液的吸排，由于油液受到作用的不连续性，不可避免会产生流量脉动，流量的不均匀带动泵体和管路的结构振动。这种振动还可能引发谐振，使得噪声增加。当泵的吸油口压力下降或者油液温度升高，导致溶解在油液中的空气析出，形成气泡。当气泡进入高压部位，气泡击破产生压力冲击，还会形成气穴噪声。同时，由于机械原因，泵的转动部件不平衡时，也会产生回转噪声。液压泵是液压系统的动力源，泵产生的噪声随着液流传递，辐射范围极广。因此，设计时必须考虑选用低噪声泵。表 1列出了常用泵的性能比较^[4]。

综合表中给出的特性，螺杆泵噪声最小，效率适中，自吸特性较好。因此系统选用螺杆泵。

2.3 液压集成阀块

传统的液压操舵系统采用了集中液压油源分布式作动器设计，通过长管路连接油源与作动器。传统设计液压管路布置较长，遍布全船。管道一般不直接产生噪声，但当液流流量变化引起压力波动时，管路产生振动十分明显。同时，管路的拐弯、流通面积变化，多条管路并排都易引发管路噪声，甚至共振。直驱式电液伺服操舵系统，采用集成化设计思想，集成液压块体连接各阀，实现回路功能，减少管道连接。一般的液压集成阀块设计，即为简单的管路集成，主要考虑了布局和布孔的优化，少有流道优化和低噪声方面设计。张宏^[5]指出液压系统能量损失、运动精度、振动、冲击以及噪声等无不与系统油流流道特性相关，因此从内部流道优化以及低噪声特性设计集成阀块十分重要。基于流道优化的液压集成阀块设计可参考文献[5]，同时可通过提高阀块的加工精度，保证孔道内表面光洁度，减少毛刺等降低流动噪声。国外先进制造公司甚至采用精密制造工艺生产集成阀块，以改善液体流动性能。

2.4 液压缸

液压缸是系统的执行元件，频繁往复运动。在液压缸中的活塞杆或柱塞等部件长期使用发生弯曲时，与液压缸的油封、甚至是缸壁的机械摩擦加剧，将产生剧烈振动^[6]。油液中混入气体时，液压缸中的高压也将导致气穴现象引发较大噪声。因此，液压缸制造应提高活塞加工质量，保证活塞杆与缸筒的对中和密封。同时，应排尽油液中空气，降低气穴噪声。

3 液压冲击仿真分析

液压系统中的噪声主要有流体噪声、结构噪声以及由于系统表面振动而引起的空气噪声，而结构噪声和空气噪声在很大程度上都由流体噪声引起^[7]。流体噪声主要由流量脉动以及液压冲击产生，文献指出压力变化量和压力变化率是衡量液压冲击强度的量化指标^[8]。因此本节将重点针对液压冲击现象，搭建系统AMESim仿真模型，以直驱式电液伺服系统作动器两腔压力差为指标，研究设计参数对系统液压冲击噪声的影响。

基于直驱式电液伺服系统原理设计，AMESim仿真模型可搭建为如图 2所示。

传统液压系统中，液压冲击产生的直接原因是伺服阀的频繁开启与关闭。直驱式电液伺服操舵系统取消了伺服阀的设计，降低了液压冲击的可能性。然而，液压冲击一旦产生，不仅降低设备可靠性，还将产生较大振动噪声，因此系统仍需进行抗冲击设计。本节研究电机加速度、控制器位置超调量和外界负载变化率与系统液压冲击之间的关系，找出产生液压冲击的根本原因，为抗冲击设计提供指导。

3.1 电机加速度对液压缸两腔压力差变化的影响

在AMESim中，输入幅值大小为750 r·min^-1，运动时间为5 s的电机转速信号，设置电机加速度为1 200 r/min·s^-1，600 r/min·s^-1和360 r/min·s^-1，观察液压缸两腔压力差变化、舵角输出以及电机转速，结果如图 3～图 4所示。

仿真结果可知：

1） 在电机启动阶段电机加速度越小，液压缸两腔压力差的变化梯度越小，但都存在压力振荡，初步理论分析可知，此压力振动由电机转速振荡与系统结构共同决定，并非由电机加速度决定。

2） 电机减速阶段，液压缸两腔压力差也存在波动，且电机加速越小，压力差的变化梯度越小，相比启动阶段，减速阶段的压力差变化梯度以及振荡程度都较小，因此，系统液压冲击振动更易出现在启动阶段；

3） 电机加速度越小，压力波动越小，液压系统振动越小，但刹车距离越大。

3.2 位置超调量对压力对液压缸两腔压力差变化的影响

在AMESim中输入幅值为15°的阶跃舵角信号，通过设置位置PID控制器的比例系数P来实现不同的位置超调量，观察空载的舵角输出、电机转速和液压缸两腔压力差，结果如图 5～图 6所示。

仿真结果可知：

1） 电机启动阶段，不同超调量下的液压缸两腔压力差波动相同（矩形框处），由于启动阶段，电机的转速变化都一样，因此压力波动一致；

2） 电机刹车阶段，超调量越大，压力差波动越剧烈（椭圆处），但随着超调量增加，压力差波动剧烈程度趋于一定值；

3） 超调量引起压力差波动主要在舵角刹车阶段，由于位置超调引起了电机转速超调，导致压力差的波动。

3.3 外界负载冲击对液压缸两腔压力差变化的影响

在t=10 s时，输入幅值为12 t，上升至12 t力所用时间为0.000 1 s，0.01 s和1 s，观察液压缸两腔压力差和舵角输出，结果如图 7～图 9所示：

由仿真结果可知：

1） 当外界负载压力的梯度越大，液压缸两腔压力差的变化越大，且易产生峰值，但是峰值产生之后，立即会稳定；

2） 舵角输出不易受外界负载冲击的影响，即外界负载冲击并未引起舵角输出振荡。

3.4 小结

通过仿真结果可知，电机加速度的大小直接影响系统冲击强度大小。控制器参数的变化，本质也是由于控制器改变了电机加速度。因此，直驱式电液伺服系统冲击噪声，直接决定于电机加速度的变化。在硬件配置不变的情况下，可考虑优化控制策略，改进电机转速控制算法，降低液压冲击。外界负载力的变化，属于扰动参数，为不可控因素。因此，必须考虑加装压力衰减器，采用软管等硬件设计来降低负载扰动冲击。

4 结语

本文从降低液压操舵系统噪声角度出发，提出了直驱式电液伺服系统的架构设计，从原理设计上降低系统噪声。根据液压系统噪声的来源部位，首先基于设计原理，对元件噪声源进行了分析，指出交流异步电机，螺杆泵更适用于系统的低噪声设计。同时，采用一体化的集成阀块设计，避免了管路噪声。低噪声、流道优化的集成阀块设计不仅改善系统内部油流特性，还可降低流体噪声。然后，对系统整体，建立了AMESim仿真模型，重点针对系统液压冲击进行了定性仿真分析，仿真知：电机加速度直接影响系统的压力波动；外界负载的突变带来的冲击影响有限。下一步，可根据仿真结果，采用蓄能器、压力衰减器或者优化算法控制等方法，进一步降低系统的冲击振动。