液力减速器空化特征信号量化分析方法与验证

董 亮，刘嘉伟，刘厚林，肖佳伟，赵宇琪



液力减速器空化特征信号量化分析方法与验证

董 亮，刘嘉伟，刘厚林，肖佳伟，赵宇琪

（江苏大学流体机械工程技术研究中心，镇江 212013）

空化监测阈值的确定是对液力减速器空化状态判别的关键环节。为准确量化液力减速器空化信号特征阈值，搭建了扭矩、振动、噪声、压力脉动和高速摄影的同步采集试验台。并在引入宽频带振动加速度和宽频带噪声声压级的基础上的，采用对每种工况计算其均值序列的原则对叶片倾角为0°的液力减速器的振动、噪声和压力脉动的空化特征信号进行了量化分析，确定了振动、噪声和压力脉动信号及其空化特征频带内的阈值。振动加速度级2 000～3 000 Hz频带阈值为94.5 dB，4 000～5 000 Hz频带阈值为89 dB。噪声声压级2 000～4 000 Hz频带内阈值为97 dB；5 000～6 400 Hz频带内阈值为78 dB；4APF处比值1.9，BPF处比值2.3。为了验证该文所建立量化分析方法的有效性，以叶片倾角为15°的液力减速器为研究对象，采用该文所提出的阈值确定方法对其空化状态进行评判，验证工况A（初始压力0.01 MPa）和B（初始压力0.03 MPa）任一特征频带上的振动噪声均大于相应阈值，判断工况A和B发生了空化；验证工况C（初始压力0.06 MPa）小于阈值，未发生空化。并通过高速摄影试验进行验证，验证工况A和B出现气泡，验证工况C未观测到气泡。结果表明，该文所提出的阈值确定方法能够准确的区分出液力减速器的空化状态。

振动；噪声；信号分析；液力减速器；空化；压力脉动

0 引 言

车辆日益向高速重载的方向发展，仅依靠传统机械摩擦式制动器已经不能满足人们对车辆安全性和舒适性的要求，特别是在山区和矿山上行驶的大吨位载重车辆，制动负荷过大易出现制动器热衰退现象，严重影响汽车的安全性。因此，除了安装行车制动器外，液力减速器作为一种制动平稳、噪声小、安全可靠的高速辅助制动装置得到了广泛地应用[1-3]。

国内对液力减速器的研究主要集中在结构设计、转速-制动力矩性能试验和内流场的CFD数值模拟[4-6]等方面。过学讯等[7]通过试验研究了液力减速器转速-转矩性能发现制动力矩随着转速的上升而提高。冯宜彬等[8]运用CFD数值模拟验证制动力矩随转速单调递增，且符合二次曲线的变化规律。

液力减速器不可避免的会发生空化现象，而空化会降低液力减速的制动性能、诱发振动噪声、缩短使用寿命，因此，对液力减速器空化的监测变得极其重要。准确地判断空化状态能够减少空化带来的损失，而确定空化发生的阈值是空化状态判断的关键环节。

常用的空化监测方法有噪声测试法[9]、高速摄影法[10]、超声监测法[11]、压力测试法[12]和振动测试法[13]等。卿彪等[14]深入研究离心泵空化噪声机理，得到离心泵空化噪声信号的特征主要集中在低频段，而在中高频段没有明显特征。赵越等[15]基于水听器测试系统提取空化噪声特征型号来判断初生空化，并验证方法准确性。Duan等[16]利用时域和频域分析不同测点位置的振动信号得到空化的振动特性。苏永生等[17]建立时间序列数学模型，利用模型残差的方差值判别离心泵的运行状态，实现对其空化特征的识别。

目前，国内外学者对液力减速器的性能预测及结构优化设计进行了诸多研究。Biluš等[18]研究并量化空化对压力和结构脉冲强度的影响。鲁毅飞等[19]建立了液力减速器制动性能的数学模型，为液力减速器的结构优化设计提供了理论基础。闫清东等[20-21]进行了瞬态流场仿真模拟，对液力减速器内流场特性、制动外特性进行仿真计算并分析，对优化前、后缓速制动性能进行了对比，得到液力减速器动、定轮最优叶片数。王峰等[22-23]基于CFD 技术，对液力减速器全充液工况内流场进行数值模拟分析，得到了内流场压力、速度分布特性。并运用模拟实现了对流体压力作用下的叶片强度问题较为精确的有限元分析。魏巍等[24]对不同液体填充比为100%，80%，60%，40%和20%的工作状态进行仿真模拟，通过施加混合流道入口和出口的合理边界条件进行模拟，得到不同充液比和转速的制动性能曲线和功率损耗曲线。Li等[25]基于CFD技术滑动网格理论，对液压缓速器中单相湍流的三维液体数值模拟进行了数值模拟。分析了速度和压力分布的内部特征、制动力矩，结果与试验结果吻合。Chad[26]研究液力变矩器，对模型的空化噪声及涡轮诱导噪声进行测量，研究发现空化噪声在低转速比的极端转矩下易发生。

目前，仍缺少液力减速器不同空化程度对制动转矩、振动噪声、压力脉动特征信号影响的系统研究；缺少液力减速器不同空化阶段判别方法。

本文对液力减速器空化时振动、噪声以及压力脉动信号进行分析，研究了这些信号在空化前后的特性。用3原则，确定振动、噪声以及压力脉动信号和在其空化特征频带内的阈值[27]，为液力减速器空化阶段的判别提供理论依据。最后，通过新模型对所提方法进行了验证。

1 试验对象及方案

1.1 试验对象

研究对象液力减速器是由YOX系列液力减速器模型基础上依据几何相似定律获得的，缩比系数为3。简化后的试验模型完全保留了YOX系列液力减速器的主要结构形式。本文将叶片倾角为0°的液力减速器作为研究对象，泵轮采用金属材料，涡轮采用有机玻璃材料。液力减速器各部件名称见图1。泵轮与涡轮具体参数如下：循环圆内径为50mm，循环圆外径为150 mm，叶片高度为20 mm，泵轮叶片数为11，涡轮叶片数为12。

1.泵轮 2.涡轮 3.壳体 4.后盖板 5.机械密封 6.轴 7.轴承箱 8.轴承 9.地脚螺栓

1.2 试验系统

试验在江苏大学国家水泵研究中心实验室进行，试验系统包括液力减速器运行系统及信号采集系统，如图2所示。用清水代替油作为液力减速器的工作介质，噪声特性基本一致，此外清水代替油更有利于观察空泡的产生、发展和溃灭过程（通过高速摄影试验），为多组工况试验的实施节约了时间。通过对进出口球阀控制达到流量以及减速器腔体内压力控制的目的；信号采集系统包括对压力、振动加速度、外声场噪声、转速和转矩数据的采集[28-29]。

1.变频器 2.转速转矩采集仪 3.数据采集系统 4.电机 5.转速转矩传感器 6、15.球阀 7.温度计 8.液力减速器 9.声压传感器 10.高速摄影相机 11.计算机 12.增压泵 13.LED灯 14.水池

通过高速摄影拍摄来判断液力减速器内部的空化状态。试验台配备INV3020C高性能数据采集系统，单台采集系统可达104 通道，最高采样频率102.4 kHz，并对振动、噪声等非定常信号的同步采集。振动加速度传感器采用美国PBC 公司生产的INV9822A 型ICP 加速度传感器，外声场噪声的测量采用INV9206 型声压传感器，压力脉动的采集采用HM90高频动态压力变送器。DASP V10软件对信号进行处理分析。高速摄影系统由高速相机、多功能相机台架、2个LED 灯和MSTUDIO 软件等构成。高速相机采用美国IDT 公司生产的YSLM 型高速摄影相机，最大拍摄速率为256 000 帧/s，能够充分保证对空泡动态特性的捕捉。驱动电机采用皖南三相异步电机，额定转速1 500 r/min，最大转速2 000 r/min，转动惯量0.02 kg·m2。变频器采用三星公司生产的F700变频器，对电机进行变频调速。外特性试验系统采用江苏兰菱机电科技有限公司ZJ型转速转矩传感器进行，扭矩示值误差在0.2%以内。

1.3 试验方案

1）试验前对转速转矩传感器、压力脉动传感器、振动加速度传感器和噪声传感器分别进行调零。

2）在液力减速器全充液状态下，通过进、出口阈门的开度控制腔内压力为0.1 MPa，启动驱动电机使其运行在800、900、1 000、1 100和1 200 r/min，并进行高速摄影、转速、转矩、温度、压力、噪声和振动加速度等信号的采集。

3）变进出口阈开度使腔内压力逐渐降低0.08、0.06、0.04、0.03、0.02和0.01MPa，每个压力重复步骤（2），获得液力减速器转速、转矩、压力、噪声和振动加速度等信号。

试验高速摄影系统、振动加速度测点M1、M2、M3及压力脉动测点布置如图3所示；外声场测点放置在试验模型正前方1 m处。

1.液力减速器涡轮 2.液力减速器泵轮 3.LED灯1 4.LED灯2 5.多功能相机台架 6.高速摄影相机 7.测点M1 8.测点M2 9.压力脉动测点 10.测点M3

2 试验结果分析

2.1 外特性试验分析

大部分流体机械工作发生空化时，会在性能上产生明显的变化，如水泵、水轮机等表现为扬程和效率的降低，而液力减速器偏离正常工况运行时在其性能上表现为制动转矩的下降，试验中通过控制减速器腔内的压力从0.1 MPa降低到0.01 MPa获得不同转速下各工况的制动转矩，试验结果如表1所示。由表1可以发现，初始压力恒定时，转速越大则制动转矩越大。为准确研究制动转矩跟空化的关系，引入“相对转矩”和“变化率”的概念，其定义如下：相对转矩是某初始压力下的制动转矩与相同转速下初始压力为0.1 MPa的制动转矩差值的绝对值；变化率为相对转矩与初始压力为0.1 MPa在相同转速下的制动转矩的比值。不同转速及初始压力下相对转矩及变化率如表1所示。

表1 不同转速及压力下制动转矩、相对转矩及变化率

结合表1和前期研究成果[30]，可以将液力减速器空化性能试验中的工况分为未空化阶段、空化初生阶段、严重空化阶段3个阶段。未空化阶段相对转矩变化率为小于2.0%，空化初生阶段相对转矩变化率在2.0%～5%之间，严重空化阶段相对转矩变化率大于5%。随着相对转矩变化率的增加，空化程度逐渐加剧。

2.2 振动信号量化分析

2.2.1 宽频带振动加速度级

为了定量的研究空化前后特征频带变化规律，参考声压级等量级定义振动加速度谱级和宽频带振动加速度级。已知振动加速度级L定义为

式中e为振动加速度的有效值，mm/s2；0为参考值，通常取0=10-6m/s2。

振动加速度谱级Ls(f)的定义是将振动加速度信号通过带宽1 Hz的理想滤波器得到的振动加速度级，其计算公式为

式中f为第号滤波器的中心频率，Hz；Δf为第号滤波器的有效宽频带。

在已知振动加速度谱级时，可以根据式（2）计算频带振动加速度级a(f)，然后根据式（3）计算宽频带振动加速度级L（或总振动加速度级）

根据振动信号特征频带的分布范围，对振动加速度信号进行量化分析，分别对其进行2 000～3 000和4 000～5 000 Hz的带通滤波。以1 100 r/min转速下不同初始压力为不同工况，工况1至工况7压力分别为0.1、0.08、0.06、0.04、0.03、0.02、0.01 MPa。观察不同工况下振动加速度信号在这2个频带内总振动加速度级的变化规律。

取3个测点M1、M2、M3，M1点测量的是液力减速器垂直于地面方向上的振动加速度，M2点测量轴向的振动加速度，M3点测量指向减速器叶轮轴心的径向方向的振动加速度。得到M1、M2和M3测点的振动加速度级在这2个频带内工况1~7的变化规律如图4所示。

由图4a可见，2 000~3 000 Hz宽频带内振动加速度级随着初始压力减小呈现先增大后减小的趋势。M1、M2和M3测点有着相同的变化规律，工况1~4（未空化阶段），宽频带振动加速度级的变化较小，在工况5（空化初生阶段），有至少10dB的增加。图4b为4 000~5 000 Hz频带的宽频带振动加速度级，有着类似的变化趋势。

2.2.2 振动阈值

表2列出了空化前后不同转速下M2点各宽频带振动加速度级大小，表中将工况1的振动信号作为参考背景。比较2个频带的宽频带振动加速度级看出，2 000～3 000 Hz频带内，空化前各转速的宽频带振动加速度级差值为15～17 dB，4 000～5 000 Hz频带内，空化前后各转速的宽频带振动加速度级差值为10～13 dB。空化振动的特征频率只与空泡破灭产生的频率有关，是气泡自身的特性，与泵轮转速没有关。

注：转速为1 100 r·min-1，工况1至工况7压力分别为0.1、0.08、0.06、0.04、0.03、0.02、0.01 MPa。

表2 不同转速下M2点的宽频带振动加速度级

由表2可知，空化前后振动特征频带的宽频带振动加速度级的变化在恒定范围内，因此引入3原则进行振动阈值的确定。3原则是指对每种工况计算其均值序列()，计算方法为

方差序列2()计算方法为

式中x()为不同转速下最大加速度级；式中=4。经过上述步骤可以得到2条光滑的上下阈值()±(),=1,2,3,···,。文中取=3，将所得下限值作为文中所述的空化阈值。

阈值的选择以各工况下最大振动加速度级的均值()和均方差()为依据，以()为参考基准，根据3原则，在此基础上再降低3()作为参考监测阈值，最后确定各频带的阈值。2 000～3 000 Hz频带内均值为97.8dB，均方差为1.1 dB，阈值为94.5 dB；4 000～5 000 Hz频带内均值为94 dB，均方差为1.6 dB，阈值为89 dB。

2.3 噪声信号量化分析

2.3.1 宽频带噪声声压级

空化后噪声声压级频谱图在频带范围为2 000～4 000 Hz和5 000～6 400 Hz出现宽频带，作为空化诊断的特征量。定义噪声声压谱级和宽频带噪声声压级（或总噪声声压级）。已知声压级p定义为

式中p为声压的有效值，Pa；0为参考值，通常取0=2×10-5Pa。

噪声声压谱级L(f)的定义是将噪声信号通过带宽1 Hz的理想滤波器得到的声压级，其计算公式为

在已知振动加速度谱级L(f)时，可以根据式（7）计算频带振动加速度L(f)，然后根据式（8）计算宽频带噪声声压级L（或总噪声声压级）

为了对噪声信号进行量化分析，对2 000～4 000 Hz和5 000～6 400 Hz频带内工况1～7分别进行带通滤波，研究其在这2个频带内宽频带噪声声压级的变化规律，如图5所示。

图5 不同宽频带噪声声压级

由图5可知，随着初始压力的降低，宽频带噪声声压级随着初始压力的减小呈现先增大后减小的趋势，并在工况5（空化初生阶段）出现最大值。

2.3.2 噪声阈值

现有研究发现，空化噪声主要分为2种：一是空泡以它的固有频率振动而产生的声辐射；二是空泡溃灭时产生的冲击声辐射，因此空化噪声是空泡自身的特性。表3列出了空化前后不同泵轮转速下各宽频带噪声声压级大小，表中将工况1的噪声信号作为参考。从2个频带的宽频带噪声声压级可以看出，2 000～4 000 Hz频带内，空化前后各转速的宽频带噪声声压级差值为7～9 dB；5 000～6 400 Hz频带内，空化前后各转速的宽频带噪声声压级差值为7～9 dB，此频段对空化较敏感，适合作为空化监测的特征频段。

表3 不同转速下的宽频带噪声声压级

监测阈值的选择与振动监测采用的方法相同，以各工况下最大噪声声压级的均值和均方差为依据，以均值为参考基准，根据3原则，在此基础上再降低3倍均方差作为参考监测阈值，最后确定各频带的阈值如下：2 000～4 000 Hz频带内均值为99 dB, 均方差为0.7 dB，阈值为97 dB；5 000～6 400 Hz频带内均值为80.3 dB，均方差为0.8 dB，阈值为78 dB。

2.4 压力脉动信号量化分析

2.4.1 特征频率确定

图6为压力脉动频域图。

注：APF为轴频，Hz；BPF为叶频，Hz。

由图6可知，空化信号的频域特性明显，因此在空化监测时会通过频域分析确定空化信号的频谱成分，进而识别空化的特征频率。根据前期试验分析可以发现，振动与噪声的空化特征频带在2 000Hz以上，而压力脉动的特征频带与振动和噪声不同，主要体现在轴频及其倍频以及叶频上。苏永生等[27]提出了根据频域图压力脉动特征频率幅值的变化进行离心泵空化监测的方法。由图6可知，轴频倍频和叶频信号对空化的发展程度很敏感，随着空化加剧，峰值频率从高倍频向低倍频移动，低频信号增强，同时叶频信号也逐渐减弱。

为研究各频率下的峰值信号对空化的敏感性。几个特征频率在工况1～7过程（初始压力逐渐减小，从未空化阶段发展到严重空化阶段）的峰值脉动幅值变化规律如图7所示。

图7 不同频率的压力脉动幅值

图7为4个特征频率在工况1～7初始压力逐渐减小的过程中幅值变化情况，其中工况1～4为未空化工况，工况5～7为空化工况，工况5为空化初生工况。由图7可知，1倍轴频（APF）和2倍轴频（2APF）幅值随着空化程度的加剧呈现增大趋势；4倍轴频（4APF）和1倍叶频（BPF）幅值随着空化程度的加剧呈现减小趋势；2倍轴频、4倍轴频和1倍叶频空化前后压力脉动幅值变化明显，但是由于2APF脉动幅值与背景干扰脉动信号接近，不适合作为空化监测的特征频率，最后选取4APF和BPF作为压力脉动空化监测的特征频率。

2.4.2 压力脉动阈值

表4对泵轮转速在900～1 200r/min的空化前后压力脉动幅值进行了统计。表中的空化前平均幅值是某一恒定转速下初始压力变化时特征频率的均值，比值为该均值与相应转速下空化初生幅值之商。

表4 空化压力脉动幅值变化

由表4可知，泵轮转速减小时，特征频率处空化前幅值均明显减小，4APF处比值大于等于1.9，BPF处比值大于等于2.3。随着空化的加剧，4APF和BPF处压力脉动幅值减小，将空化前幅值与空化初生幅值最小比值作为压力脉动监测的阈值。

3 方法验证

采用叶片倾角为15°的液力减速器作为研究对象，结构参数与本文采用的直叶片模型保持一致。将初始压力0.1 MPa、泵轮转速1 000 r/min的工况作为参考基准，选取初始压力为0.01、0.03和0.06 MPa的工况作为验证对象，分别命名为验证工况A、验证工况B和验证工况C。

3.1 外特性

将15°验证模型对参考工况和验证工况A、B、C进行外特性试验：参考工况的制动转矩为14.9 N·m；验证工况A、B和C的制动转矩分别为13.3、14.4和14.7 N·m。与参考工况相比，验证工况A、B和C的转矩变化率分别为10.7%、3.4%和1.3%。根据3个验证工况制动转矩的变化情况，判断验证工况A、B和C分别属于严重空化阶段、空化初生阶段和未空化阶段。

3.2 振动与噪声

将空化特征频段的振动加速度级及噪声声压级进行量化，处理结果如表5所示。

表5 宽频带振动加速度级及声压级阈值验证

注：验证工况A、B、C的初始压力分别为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，验证工况A和验证工况B任一特征频带上的振动加速度级及声压级均大于其相应的阈值，因此判断验证工况A和验证工况B发生了空化；验证工况C在2个特征频带上均小于其相应的阈值，因此判断验证工况C未发生空化。

3.3 压力脉动

将4APF处峰值进行量化，将工况A、B和C在4APF和BPF处的压力脉动幅值与参考工况进行对比，其中比值是参考工况的压力脉动幅值与验证工况的比值，结果如表6所示。在4APF处，比值分别为5.3、2.1和0.9，BPF处比值分别为2.0、2.3和1。

前文已经确定4APF和BPF的压力脉动（即比值）分别为1.9和2.3。验证工况A和B在4APF和BPF处比值都大于阈值，因此判断验证工况A和B都发生了空化；验证工况C在4APF和BPF处比值都小于阈值，因此判断验证工况C未发生空化。本文的空化阈值判定方法对此系列液力减速器具有普适性。

表6 特征频率幅值对比

3.4 高速摄影

为了更加准确的验证方法的有效性，运用高速摄影相机对验证工况A、B和C进行拍摄，结果如图8所示。由图8可知，图8a中出现大量白色气泡，图8b中出现少量白色气泡，图8c未观测的气泡的产生，因此可以判断验证工况A和验证工况B都发生了空化，验证工况C则未发生空化。分别提取振动、噪声和压力脉动在空化信号上的特征量，与上节确定的各信号阈值对比，最后确定是否发生空化。结果显示，本文的液力减速器振动、噪声和压力脉动的阈值确定方法都可以很好的识别出空化。

图8 高速摄影图

4 结 论

1）根据相对转矩变化将液力减速器整个空化过程分为未空化（相对转矩变化率为小于2.0%）、空化初生（相对转矩变化率在2.0%～5%之间）、严重空化（相对转矩变化率大于5%）。随着相对转矩变化率的增加，空化程度逐渐加剧。

2）空化所引起的特征信号体现为宽频特征，随空化的发展宽频特征加强。宽频带内振动加速度级及噪声声压级均随着初始压力减小呈现先增大后减小的趋势。振动加速度级、噪声声压级在空化初生阶段出现最大值。

3）振动加速度级2 000～3 000 Hz频带的阈值为94.5dB，4 000～5 000 Hz频带的阈值为89 dB。噪声声压级2 000～4 000 Hz频带内阈值为97 dB；5 000～6 400 Hz频带内阈值为78 dB。

4）4APF和BPF是压力脉动空化监测的有效特征频率，4APF处比值1.9，BPF处比值2.3。监测空化前平均幅值和空化初生幅值之比，大于阈值则发生空化。

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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

国家自然科学基金（51509111）；中国博士后科学基金资助项目（2017M611721）；西华大学流体及动力机械教育部重点实验室开放课题资助项目（szjj2017-094）；江苏高校优势学科建设工程资助项目（PAPD）

董 亮，男，副研究员，主要研究方向旋转机械设计与优化。Email：dongliang@ujs.edu.cn