張 琦,楊海濤,吉日格勒,蔡志欽,肖望強(qiáng),邱開心,谷書磊

(1.國(guó)家能源集團(tuán) 準(zhǔn)能集團(tuán)有限責(zé)任公司,內(nèi)蒙古 鄂爾多斯 017000; 2.廈門大學(xué) 航空航天學(xué)院,福建 廈門 361000;3.國(guó)能郎新明環(huán)?？萍加邢薰?北京 100089)

帶式輸送機(jī)是目前國(guó)內(nèi)外大中型礦井煤炭外運(yùn)常見的方式之一。管狀帶式輸送機(jī)是帶式輸送機(jī)中特別適合長(zhǎng)距離運(yùn)輸?shù)念愋蚚1-3],但管狀帶式輸送機(jī)起機(jī)后引起的噪聲污染問題,嚴(yán)重影響著工作人員身體健康及居民生活質(zhì)量[4]。

在輸送機(jī)噪聲的研究方面,國(guó)內(nèi)外研究人員進(jìn)行了大量的探索。Bortnowski等[5]通過聲學(xué)攝像機(jī)識(shí)別和分類了輸送機(jī)的噪聲源,并分析了噪聲源的特征頻率,研究發(fā)現(xiàn),帶式輸送機(jī)的主要噪聲源是其傳動(dòng)系統(tǒng),其次是膠帶與托輥之間的相互作用。Li等[6]利用有限元—邊界元耦合方法,研究了輸送機(jī)中振動(dòng)槽的固有頻率、振動(dòng)響應(yīng)以及噪聲輻射,總結(jié)出振動(dòng)槽降噪的規(guī)律性結(jié)論。王珺等[7]基于有限元—邊界元耦合模型,分析了聲振耦合對(duì)結(jié)構(gòu)的響應(yīng),解決了SYSNOISE軟件在聲振復(fù)合環(huán)境下進(jìn)行數(shù)值模擬的問題。

在輸送帶接觸力的研究方面,Fedorko等[8]利用有限元法模擬了圓管帶式輸送機(jī)的成型過程,計(jì)算了輸送帶與托輥之間的接觸力,并通過實(shí)驗(yàn)研究了張力對(duì)接觸力的影響。王仲勛等[9]通過建立3種永磁懸浮帶式輸送機(jī)簡(jiǎn)化模型,對(duì)懸浮力和側(cè)向力進(jìn)行有限元解析,分析結(jié)果表明,槽型結(jié)構(gòu)承載能力和側(cè)向防跑偏綜合性能最好。黃偉等[10]建立了輸送帶與滾筒的有限元接觸模型,分析了滾筒的應(yīng)力應(yīng)變,得出滾筒最大應(yīng)力分布在輸送帶緊邊與筒體接觸的位置。

基于此,為了更準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)出管狀帶式輸送機(jī)的振動(dòng)噪聲,提出了一套基于現(xiàn)場(chǎng)托輥受力頻譜激振下的管狀帶式輸送機(jī)噪聲分析方法。利用托輥受力采集方法,得到托輥受力頻譜數(shù)據(jù);再以托輥受力頻譜作為激勵(lì),結(jié)合有限元—邊界元混合仿真方法,實(shí)現(xiàn)管狀帶式輸送機(jī)振動(dòng)噪聲的預(yù)測(cè)。

1 管狀帶式輸送機(jī)概況

管狀帶式輸送機(jī)包括頭部過渡段、中間管狀段和尾部過渡段3部分;由驅(qū)動(dòng)裝置、拉緊裝置、輸送帶、六邊形托輥組、水平翻帶裝置、塔架等組成。管狀帶式輸送機(jī)實(shí)體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 管狀帶式輸送機(jī)實(shí)體結(jié)構(gòu)Fig.1 Physical structure of tubular belt conveyor

托輥是管狀帶式輸送機(jī)的重要組成部分,其沿輸送機(jī)整體布置,質(zhì)量約占整機(jī)的30%;托輥的旋轉(zhuǎn)阻力是輸送機(jī)的主要運(yùn)行阻力之一[11]。研究表明,托輥受到管帶接觸載荷激勵(lì)下產(chǎn)生的振動(dòng)噪聲是管狀帶式輸送機(jī)工作過程中的主要噪聲源[12-13]。

2 激勵(lì)源分析

2.1 托輥接觸力在線測(cè)量系統(tǒng)

對(duì)于管狀帶式輸送機(jī)振動(dòng)噪聲仿真時(shí)的激勵(lì)源的設(shè)定,大都是以理論的力作為激勵(lì),未考慮實(shí)際運(yùn)輸?shù)挠绊?往往無(wú)法準(zhǔn)確預(yù)測(cè)出實(shí)際噪聲的大小。所以,為準(zhǔn)確預(yù)測(cè)管狀帶式輸送機(jī)的振動(dòng)噪聲,需獲取實(shí)際工況下托輥激勵(lì)數(shù)據(jù)。對(duì)于接觸力的采集,目前尚未有測(cè)量管狀帶式輸送機(jī)運(yùn)輸接觸力的專用裝置,且現(xiàn)有的力檢測(cè)方法主要以平鋪式帶式輸送機(jī)為對(duì)象,其結(jié)構(gòu)與管狀帶式輸送機(jī)有很大差別,故受力分析方法無(wú)法適用。此外,現(xiàn)有的力檢測(cè)設(shè)備都過于復(fù)雜,不便于安裝。

因此,提出了一種管狀帶式輸送機(jī)運(yùn)輸過程中托輥接觸力的在線測(cè)量方法,通過監(jiān)測(cè)托輥在運(yùn)輸過程中產(chǎn)生的應(yīng)變效應(yīng),從而獲得接觸力的大小。該測(cè)量系統(tǒng)由電阻應(yīng)變片、應(yīng)變調(diào)理器、數(shù)據(jù)采集卡、上位機(jī)組成。托輥接觸力在線測(cè)量系統(tǒng)如圖2所示。

圖2 托輥接觸力在線測(cè)量系統(tǒng)Fig.2 On line measuring system for contact force of carrier roller

該測(cè)量系統(tǒng)是通過應(yīng)變片獲取托輥軸的應(yīng)變量,將應(yīng)變量以電信號(hào)的形式輸出;通過數(shù)據(jù)線將電信號(hào)傳輸給應(yīng)變調(diào)理器,利用采集卡和專用軟件收集托輥軸應(yīng)變信號(hào);結(jié)合工程力學(xué)理論和應(yīng)變采集設(shè)備參數(shù)處理應(yīng)變數(shù)據(jù),從而獲得運(yùn)輸過程中托輥表面受力頻譜數(shù)據(jù)。

2.2 托輥軸應(yīng)變值獲取

根據(jù)托輥接觸力在線測(cè)量方法,為獲取托輥軸正中間位置的應(yīng)變值,具體步驟如下。

(1)將未裝配的托輥軸表面擦拭干凈,去除表面的潤(rùn)滑油脂;在托輥軸正中間位置均勻地粘貼若干個(gè)電阻應(yīng)變片,并做好絕緣;在托輥軸一端銑出細(xì)槽將引線引出;再將托輥體、軸承、托輥軸裝配完成,得到的實(shí)驗(yàn)托輥如圖3所示。

圖3 實(shí)驗(yàn)托輥Fig.3 Experimental roller

(2)將實(shí)驗(yàn)托輥安裝在現(xiàn)場(chǎng)的管狀帶式輸送機(jī)上;然后依次連接應(yīng)變調(diào)理器、數(shù)據(jù)采集卡。

(3)通過USB接口連接數(shù)據(jù)采集卡與電腦;使用應(yīng)變采集軟件進(jìn)行參數(shù)設(shè)置、數(shù)據(jù)采集,得到托輥軸應(yīng)變值。

其中應(yīng)力采集設(shè)備參數(shù)如下:①電阻應(yīng)變片。阻值120 Ω;靈敏度2.0±1%;尺寸6.9 mm×3.9 mm。②應(yīng)變調(diào)理器。電橋?yàn)?/4橋;橋壓為4.96 V;增益參數(shù)Ks=198.67。③數(shù)據(jù)采集卡。型號(hào)為NI USB-6001。

2.3 托輥表面接觸力獲取

得到托輥軸應(yīng)變數(shù)據(jù)后,基于以下理論進(jìn)行數(shù)據(jù)處理。由于托輥表面受到管帶激勵(lì)后,力通過軸承作用在托輥軸上,托輥軸會(huì)發(fā)生一定程度的變形。根據(jù)托輥結(jié)構(gòu),將托輥軸簡(jiǎn)化為兩端固定的簡(jiǎn)支梁,支承點(diǎn)為托輥軸兩端的安裝位置。托輥體—軸承—軸系統(tǒng)模型如圖4所示。

圖4 托輥體—軸承—軸系統(tǒng)模型Fig.4 Model of roller body bearing shaft system

假設(shè)托輥標(biāo)準(zhǔn)裝配,托輥所受管帶的壓力在正中間位置,且托輥軸所受的正交力不會(huì)影響截面另一正交方向的變形情況,則2個(gè)軸承受到的托輥壓力相等?？傻猛休伿芰為:

N=2F

(1)

式中,F為軸承所受壓力。

因?yàn)閼?yīng)變調(diào)理器是利用1/4電橋方式搭建的應(yīng)變采集電路,根據(jù)應(yīng)變片性能參數(shù),可以得到托輥軸的微應(yīng)變值με為:

(2)

式中,U為應(yīng)變片測(cè)量電壓值;U1為基準(zhǔn)零漂電壓;K為應(yīng)變片靈敏度系數(shù);U0為橋壓;n為橋臂數(shù);KS為應(yīng)變調(diào)理器的增益系數(shù)。

由托輥軸的微應(yīng)變值可以得到托輥軸的應(yīng)力σ為:

σ=Eε

(3)

式中,E為托輥軸的彈性模量。

結(jié)合工程力學(xué)理論,可以得到托輥軸的轉(zhuǎn)矩M為:

(4)

式中,Iz為軸截面對(duì)托輥軸的慣性矩;r為托輥軸半徑。

則由托輥軸的轉(zhuǎn)矩可以得到軸承所受壓力F為:

(5)

式中,L為軸承位置到支承位置距離。

基于以上方法和理論,利用設(shè)備分別對(duì)管狀帶式輸送機(jī)托輥組各方位的托輥受力進(jìn)行采集和處理,得到各方位托輥的受力時(shí)域信號(hào);利用滑動(dòng)平均值以40點(diǎn)寬度的窗濾去高頻噪聲;再利用快速傅里葉變換得到托輥受力頻譜數(shù)據(jù),作為仿真激勵(lì)源。其中正下方托輥受力幅值見表1。

表1 正下方托輥受力幅值Tab.1 Force amplitude of the lower supporting roller

3 有限元—邊界元耦合理論

有限元模型是將求解區(qū)域劃分為有限個(gè)單元網(wǎng)格,用有限的網(wǎng)格去逼近連續(xù)的媒質(zhì);邊界元模型是一種將區(qū)域型問題轉(zhuǎn)化為邊界型問題的方法。

首先,整個(gè)系統(tǒng)的有限元方程為:

(6)

得到結(jié)構(gòu)的表面法向速度后,再基于聲學(xué)問題的Burton-Miller邊界積分方程,見式(7):

(7)

將式(7)表示為矩陣形式,再和式(6)進(jìn)行聯(lián)立,得到頻率域內(nèi)的質(zhì)點(diǎn)速度和聲壓見式(8)。

(8)

式中,vn為節(jié)點(diǎn)法向速度向量矩陣;H、G為通過積分、插值獲得的對(duì)應(yīng)的系數(shù)矩陣。

計(jì)算求解式(8)得到表面各點(diǎn)的聲壓,進(jìn)一步計(jì)算得到式(9)。

(9)

利用式(9)可以得到域內(nèi)任意點(diǎn)的聲壓值[14]。

4 托輥群振動(dòng)噪聲仿真分析

4.1 托輥噪聲源分析

托輥組件包括托輥體、軸承、軸,當(dāng)托輥受到圓管帶的接觸力激勵(lì)時(shí),托輥各組件會(huì)發(fā)生不同程度的振動(dòng),從而產(chǎn)生噪聲。為了降低管狀帶式輸送機(jī)的仿真誤差、提高計(jì)算效率,并且以最低的成本從源頭上對(duì)管狀帶式輸送機(jī)工作過程中的噪聲進(jìn)行控制,需明確各組件的主次關(guān)系。所以建立托輥各組件的有限元—邊界元混合聲場(chǎng)仿真模型,具體仿真步驟如下。

(1)根據(jù)托輥參數(shù)建立各組件的三維模型并通過網(wǎng)格劃分得到有限元模型,其中托輥參數(shù)見表2。

表2 托輥參數(shù)Tab.2 Idler parameters

(2)將有限元模型導(dǎo)入仿真軟件中;設(shè)置各組件的材料屬性;創(chuàng)建并設(shè)置邊界元流體空間,建立邊界元流體空間與托輥組件有限元面的聯(lián)系。

(3)對(duì)管狀帶式輸送機(jī)模型進(jìn)行約束;設(shè)置仿真頻率,將現(xiàn)場(chǎng)實(shí)測(cè)的托輥載荷數(shù)據(jù)施加在托輥的受力點(diǎn)上;托輥組件有限元—邊界元混合聲場(chǎng)仿真模型如圖5所示。

圖5 托輥組件有限元—邊界元混合聲場(chǎng)仿真模型Fig.5 Simulation model of FEM-BEM mixed sound field for roller assembly

(4)設(shè)置聲壓級(jí)傳感器;分別對(duì)各組件進(jìn)行仿真計(jì)算,得到的托輥組件聲壓級(jí)頻譜如圖6所示。

圖6 托輥組件聲壓級(jí)頻譜Fig.6 Sound pressure level spectrum diagram of roller assembly

由圖6可以看出,在各頻段下,托輥體振動(dòng)產(chǎn)生的噪聲明顯大于托輥軸承和托輥軸,且差值在10 dB以上。所以托輥體是托輥?zhàn)钪饕脑肼曉?托輥軸承和托輥軸的振動(dòng)噪聲影響較小。因此,為了提高仿真的準(zhǔn)確性、效率,以托輥體作為托輥的簡(jiǎn)化模型進(jìn)行管狀帶式輸送機(jī)振動(dòng)噪聲的仿真分析。

4.2 管狀帶式輸送機(jī)振動(dòng)噪聲分析

為預(yù)測(cè)管狀帶式輸送機(jī)的噪聲情況,現(xiàn)建立以托輥簡(jiǎn)化模型為主的管狀帶式輸送機(jī)模型,以現(xiàn)場(chǎng)托輥受力頻譜數(shù)據(jù)作為激勵(lì)源,對(duì)管狀帶式輸送機(jī)的振動(dòng)噪聲進(jìn)行仿真。假設(shè)管狀帶式輸送機(jī)上的托輥都按標(biāo)準(zhǔn)安裝,即輸送帶與下方的3個(gè)托輥正常接觸,托輥接觸模型如圖7所示。

圖7 托輥接觸模型Fig.7 Roller contact model

由于居民家噪聲受管狀帶式輸送機(jī)整體振動(dòng)的影響,欲計(jì)算居民家在管狀帶式輸送機(jī)振動(dòng)噪聲影響下的總聲壓級(jí),需要建立對(duì)居民家影響范圍內(nèi)的輸送機(jī)模型,就存在計(jì)算量大、仿真誤差大等問題。因此提出基于聲壓級(jí)疊加方法[15]進(jìn)行處理,根據(jù)管狀帶式輸送機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),按照托輥組和機(jī)架的分布規(guī)律在混合聲場(chǎng)中設(shè)置聲壓級(jí)傳感器;將傳感器得到的噪聲值疊加,得到居民家在管狀帶式輸送機(jī)的影響范圍內(nèi)的總聲壓級(jí)。

若以距離管狀帶式輸送機(jī)最近的一戶居民家(距離管狀帶式輸送機(jī)約為10 m)為監(jiān)測(cè)點(diǎn),沿管狀帶式輸送機(jī)軸向按托輥組間距離1 800 mm設(shè)置若干個(gè)傳感器(根據(jù)聲壓級(jí)疊加方法,當(dāng)2個(gè)聲源相差9.9 dB以上時(shí),較小的聲源的影響可忽略不計(jì))。管狀帶式輸送機(jī)仿真模型如圖8所示。

圖8 管狀帶式輸送機(jī)仿真模型Fig.8 Simulation model of tubular belt conveyor

通過計(jì)算,得到的3個(gè)方位的托輥群聲壓級(jí)頻譜如圖9所示。

圖9 托輥群聲壓級(jí)頻譜Fig.9 Spectrum of sound pressure level of roller group

根據(jù)圖9,結(jié)合聲壓級(jí)疊加方法,得到居民家附近,管狀帶式輸送機(jī)各方位托輥群產(chǎn)生的聲壓級(jí)分別為53.00、59.56、 56.36 dB;再將3個(gè)方位托輥群的噪聲值疊加,得到管狀帶式輸送機(jī)在居民家產(chǎn)生的噪聲為62.16 dB。

5 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證托輥接觸力采集方法、有限元—邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法對(duì)于管狀帶式輸送機(jī)振動(dòng)噪聲預(yù)測(cè)的可靠性,對(duì)現(xiàn)場(chǎng)居民家的噪聲情況進(jìn)行測(cè)量。采用INV9206高精度聲壓傳感器、INV3062W高性能采集儀、DASP V-11專業(yè)振動(dòng)噪聲測(cè)試分析軟件對(duì)現(xiàn)場(chǎng)噪聲情況進(jìn)行測(cè)試。在管狀帶式輸送機(jī)沿線重要位置設(shè)置測(cè)量點(diǎn),其中仿真選取的監(jiān)測(cè)點(diǎn)為C2?，F(xiàn)場(chǎng)測(cè)量點(diǎn)布置如圖10所示,對(duì)應(yīng)的測(cè)量結(jié)果:測(cè)點(diǎn)位置為C1、C2、C3,對(duì)應(yīng)的聲壓級(jí)分別為85.6、67.8、70.6 dB。

圖10 現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量點(diǎn)布置Fig.10 Layout of on-site measurement points

測(cè)量結(jié)果表明,在測(cè)量點(diǎn)C2處的聲壓級(jí)為67.8 dB,與仿真結(jié)果的62.16 dB,相差5.64 dB,相對(duì)誤差為8.32%。考慮到實(shí)際工況中,托輥的接觸狀況復(fù)雜,托輥組可能出現(xiàn)單托輥支承、雙托輥支承等情況,不同托輥組接觸方式導(dǎo)致整體的噪聲產(chǎn)生波動(dòng);因此,在忽略托輥組接觸異常的情況下,認(rèn)為基于托輥受力采集方法、有限元—邊界元混合仿真方法預(yù)測(cè)的管狀帶式輸送機(jī)振動(dòng)噪聲結(jié)果相對(duì)可靠,驗(yàn)證了理論的正確性。

6 結(jié)論

針對(duì)管狀帶式輸送機(jī)振動(dòng)噪聲的問題,本文以托輥接觸力測(cè)量系統(tǒng)得到的托輥受力數(shù)據(jù)作為激勵(lì),基于有限元—邊界元混合聲場(chǎng)仿真方法,確定了托輥噪聲源;結(jié)合聲壓級(jí)疊加方法,分析了管狀帶式輸送機(jī)整體的振動(dòng)噪聲,最后通過現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試驗(yàn)證了仿真結(jié)果,得到了以下結(jié)論。

(1)在各頻段下,托輥結(jié)構(gòu)中的托輥體的振動(dòng)噪聲較托輥軸、托輥軸承高了10 dB以上,托輥體是托輥?zhàn)钪饕脑肼曉础?/p>

(2)仿真預(yù)測(cè)得到的管狀帶式輸送機(jī)在居民家產(chǎn)生的噪聲為62.16 dB,與現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量結(jié)果67.8 dB相差5.64 dB,相對(duì)誤差為8.32%?？紤]到托輥復(fù)雜的接觸工況,認(rèn)為該結(jié)果相對(duì)可靠,驗(yàn)證了預(yù)測(cè)方法的可靠性。