带式输送机的降噪措施及验证试验

冯文博

(铜川市耀州区照金矿业有限公司，陕西 铜川 727100)

0 引言

噪声问题随处可见，越来越引起人们的关注，成为环境工程领域最受关注的研究课题之一。带式输送机因具有较大的运输能力、运行平稳、较小的运输阻力等特点，被广泛应用于煤矿运输，但带式输送机结构复杂，运输线路长，驱动部、中间段及卸料部均存在噪声问题。煤矿工人长期处于强噪声工作环境，容易产生耳鸣、眩晕等不良反应，导致职业病，同时噪声能够降低工作人员的劳动效率，存在安全隐患。现有降噪措施主要包括改进胶带材质、减少振动、优化输送机托辊结构等。为此，主要针对现有降噪措施进行分析，并进行效果验证，以期找到降低带式输送机噪声的有效措施。

1 减速器降噪措施

1.1 降噪的主要理念

煤矿现在对于带式输送机的降噪措施主要从减速器的内部零部件结构、材料、设置隔振系统3大方面入手。通过改变轮副重合度可以影响齿轮啮合的动态特性，增大重合度能均化每对轮齿的传动误差，降低单对齿轮的负载及啮入啮出冲击。斜齿轮相比直齿轮，端面重合度越大，总噪声减少量越大。可通过增大齿顶圆的方法来增加齿轮的重合度。为了增大齿面的接触面积，增大齿面啮合接触线长度，可以选用锥齿、斜齿，保持轮齿连续接触，避免间断从而产生冲击振动。

1.2 降噪的主要措施

齿轮加工及安装：齿轮加工及安装误差的存在均会影响动态特性，加剧系统振动。在轮齿的各向误差中，齿形误差对其振动噪声的影响最大。导致齿轮动载，引起振动噪声的主要原因是齿轮传动中轮齿啮合刚度发生变化。通过齿廓和齿面修形来使其动载荷及速度波动减小从而降低振动噪声。添加特殊润滑剂，在运动部件表面上形成惰性材料薄膜，从而降低冲击振动，减小齿轮噪声和泄露。

齿轮参数：由表1可知，适当的增加齿数、增大压力角、螺旋角、齿宽和精度等级可减小减速器的振动噪声[1]。

表1 齿轮参数对减速器振动噪声的影响

材料的选用：对可能会影响到工作平稳性的零部件如齿轮齿面、轴承，合理选用材料，可提高其加工精度和表面质量[2]。减速器的壳选用灰口铸铁，能有效地吸收机器振动的能量，从而起到阻尼的作用，具有良好的减振吸振性。考虑可以在减速器箱体结构表面粘贴或涂覆阻尼，但粘贴的材料需要有一定厚度，这样会影响箱体的散热并增加减速器的质量，所以此类方法不适用。

各部件的连接：减速器等部件与底盘或地面要用橡胶减振垫进行柔性连接，使振动源与地基之间或设备之间的近刚性连接成为弹性连接，以隔离或减少振动能量的传递，具有减振降噪效果。

2 中间段降噪措施及验证试验

2.1 输送机安全防护距离

有限长线声源发散模式：输送机中间部位(机身)是由一系列间距相等的托辊组及输送带组成，经过巷道时会产生噪声。当有限N个点声源Si排列成行时就可以看成有限长度线声源，中间部位可近似看作为线声源，近似柱面波形式向外辐射噪声。线状声源的特点是随传播距离增加呈几何发散衰减，辐射声波的声压幅值与声波传播距离的平方根r成反比。有限长线声源的几何发散模式可用式(1)表示[3]。

(1)

因距离而引起的噪声衰减值：线声源随传播距离增加在自由空间且无指向性下引起的衰减值分3种情况。

①r>l0且r0>l0。则

(2)

②若r

(3)

③若l0/3

(4)

式中，A—噪声因距离而引起的衰减值，dB；r0—线声源至参照点的距离，m；r—线声源至预测点的距离，m；l0—有限长线声源的长度，m。

安全防护距离的确定：因此，借助DH5901手持式动态信号测试分析仪可测的距离输送机托辊1 m处的噪声声压级为xdB(A)，故可求出噪声值低于45 dB(A)的距离值，即

r=10(x-45)/B

(5)

式中，B—系数。当r>l0且r0>l0时，B=20；若r

2.2 吸声机理分析

吸声机理：输送带承载物料给予托辊一定的作用力，两者接触摩擦产生噪声，而且在输送机工作过程中托辊是以一定转速旋转的，带动周围空气流动，所以有一部分噪声是由摩擦产生，有一部分噪声是由托辊和输送带相对运动而引起空气流动产生的。吸声或者声吸收就是输送带输送物料过程中产生的噪声通过空气介质入射到固体介质的分界面时，声能减少的过程[4]。黏滞性和内摩擦的作用和热传导效用是其吸声机理。黏滞性是声波在传播的过程中由于各处的质点振动速度不同产生速度梯度，相互作用的黏滞力或内摩擦力在相邻的介质间产生，质点的运动受到阻碍，部分声能转化为热能。内摩擦是声波传播时各处介质质点疏密程度不同，由不同的疏密程度导致各处的介质温度不同，导致温度梯度产生，由于相邻质点间温度不同出现了热量传递现象，声能不断减小，转化为热能，导致热能增加。

吸声系数：在吸声机理中，黏滞性是主要的，热传导作用较小。声音作为一种能量形式，需要主动进入耗散的介质，即声音传到吸声材料时，吸声材料才能起吸收作用。声波在其传播方向上遇到障碍物都有一部分声能被反射(称为反射声波)，一部分被吸收，进入物体。被吸收的声能中一部分在物体中传播时消耗掉，余下部分透过此物体继续前进，称为折射声波。吸声材料的性能主要以其吸声系数来表示。吸声系数是指被吸收的声能与入射到物体上的总声能之比，通常用符号αs表示，见式(6)

(6)

式中，Ua—被吸收的声能；Ur—反射声能；Uj—入射到物体上的总声能。

托辊吸收的声能：假设声波传播的方向是垂直于托辊表面，在声场中单位时间内托辊吸收的声能Ua为

Ua=Ia·Sa

(7)

式中，Ua—吸收的声能，W；Sa—托辊面积，m2；Ia—被吸收的声强，W/m2。

声强Ia为

(8)

式中，P—有效声压，Pa；ρ—传播声波的介质的密度，kg/m3；υ—介质中的声速，m/s。

这里的声压其实是该点在一段时间t内的均方根声压Pm，即

(9)

式中，P—瞬时压力，Pa；t—时间，s。对于单位时间内的声压即瞬时压力P。

高分子材料吸收的波：设界面的坐标为x=0，当声波从空气射向界面，入射压力为Nj，入射角速度ω，高分子材料吸收压力为Na的波，同时与入射方向相反的压力为Nr的声波反射回去。当x<0时，左侧压力为入射波与反射波压力的和；当x>0时，右侧只有吸收声波的压力；由边界条件可知，在x=0的界面上，两边的压力必须相等，即

Nj+Nr=Na

(10)

同理，在空气中质点的速度是入射波与反射波的2个分量的和，在右侧质点速度是吸收的分量。不同的介质对声波的传播有不同的阻抗，声波在介质中对一定面积上的声压与通过这个面积的体积速度的复数的比值叫作声阻抗，即

(11)

式中，Z—声阻抗；P—声压，Pa；υm—介质速度，m/s。

各种介质的特性阻抗等于介质密度与声在其中的传播速度的乘积，即

Z=ρ·υ

(12)

根据界面两侧的质点速度必须相等的原则，有

(13)

将式中的Nr代入式中，可得

(14)

托辊材料与吸收声能的关系：声波通过弹性介质传播，介质中振动的质点具有动能；同时因为介质变形，所以具有势能。声波的传播速度和介质的弹性模量以及介质的密度有直接关系[5-6]，其关系式为

(15)

式中，E—介质体积弹性模量，Pa。

综上，Ua表示为

(16)

由于空气的密度和声速远小于钢和橡胶、尼龙的密度和声速，故

(17)

由上式可知，被吸收的声能与入射波的压力Nj、托辊面积Sa成正比，与介质弹性模量E、传播声波的介质的密度ρ成反比。根据式(17)得出，当入射波和托辊大小一定时，被吸收的声能与托辊材料的弹性模量E、材料的密度ρ的关系。

声波入射角的影响：实际上声波很少是简单法向入射的，声波常以某个角度入射到界面上。设Nj是由空气入射到托辊界面上的波线，与界面法线的夹角为θ1，Nr为反射波线，与法线夹角为θ2。透过界面被高分子材料吸收的波线为Na，与法线夹角为θ3，示意图如图1所示。

图1 声波的入射、反射、折射

由斯涅尔定律得声波的波动运动与光波的波动运动类似，得

θ1=θ2

(18)

(19)

声波在高分子材料中的传播速度大于在空气中的速度，即υ2>υ1，则进入高分子材料的射线将远离法线，θ3=θ1。当θ3接近90°时，声波在界面上掠过，θ1为临界角θc。任何大于临界角θc的入射声波都不能进入高分子材料，也就不会被高分子吸收。

材料性能的影响：由表2可知，高分子橡胶和尼龙材质的托辊其弹性模量及密度远小于钢制托辊，故可采用高分子橡胶和高分子尼龙材质的托辊降低带式输送机中间部位的噪声。此外，皮带之间搭接一般使用钢制皮带扣，皮带输送过程中，皮带扣不断与托辊接触，钢与钢的碰撞噪声很大[7-8]。采用钢制托辊带式输送机的运行噪声很大，可换作高分子材料托辊，皮带扣与“塑料”相接触，而且表面光滑不沾物料，具有良好的自润滑性能，摩擦系数小，噪声低，很大程度上改善了工人的作业环境。

表2 材料的性能参数

托辊加工方式的影响：对托辊筒体外圆进行加工处理，保证筒体的圆度误差。采用圆度误差较小的优质高分子托辊筒体，以降低托辊的径向跳动值。对轴承座外圆及止口结合部位进行加工处理，确保止口部位与轴承安装部位的同轴度与垂直度。对筒体的止口部位进行加工处理，确保两止口部位的同轴度。对轴的安装轴承部位进行加工处理(轴两端打辅助顶尖孔加工)，保证两轴承位的同轴度(径向和轴向)。

2.3 共振的避免

理论分析：通常选择角钢，槽钢型材料作为支撑托架，以提高支撑的强度、刚度，降低工作过程中的振动。同时在钢架连接点处加装缓冲垫，进行柔性连接，起到防振减振的作用。输送带在带式输送机正常工况下会产生振动变形，共振发生在作为振动源的托辊的激振频率和输送带的固有频率一致时，导致剧烈振动和异常噪声。故要避免共振发生，就要使输送带的固有频率和托辊的转动频率之差的绝对值大于等于输送带的频带宽，即

|f-fR|≥Δf

(20)

式中，f—输送带振动频率，Hz；fR—托辊转动的频率，Hz；Δf—钢丝绳芯输送带的频带宽，Δf=1。

托辊转动的频率为

(21)

式中，υ—输送带的带速，m/s；d—托辊直径，m。

建模分析：①模型建立。以钢丝绳芯输送带为例，带芯的材料是钢丝绳，橡胶覆盖在钢丝绳的上下两表面，输送带的材料属性见表3。设置输送带带宽1 200 mm，托辊直径133 mm的参数对任意2组托辊组间的一段输送带进行振动变形研究，安装实际尺寸建立三维模型，如图2(a)所示，为了简化分析，将托辊及支架结构简单化。将该钢丝绳芯输送带的三维模型导入到AnsysWorkbench 12.0中进行模态分析。图2(b)为网格划分后的模型。②添加材料属性。考虑到钢丝绳芯输送带的内部结构主要由带芯和其表面的橡胶构成，对输送带进行分层建模，分别进行材料属性的添加，输送带的材料属性见表3。通过对钢丝绳芯输送带的模态分析，得出各阶变形图和固有频率，了解输送带的变形情况，如图3所示。由各阶变形图可知，物料集中于输送带的中间部位，架空部分的边缘变形最大，是明显的薄弱部分，并存在扭转振动。因此，在设计过程中应该适当增加局部刚度和阻尼来抑制输送带的振动变形。

表3 输送带的材料属性

图2 钢丝绳芯输送带有限元模型

图3 各阶振型

模态分析：将同一型号钢丝绳芯输送带分别架设到3种不同直径的托辊上进行模态分析，得到各阶固有频率。从表4可知，随着托辊直径的增大，输送带的固有频率随之增大。由式(21)得出，托辊转动频率为9.578 Hz，远低于输送带的最小固有频率40.666 Hz，输送带在此工况条件下不会发生共振现象。适当增大托辊直径可避免发生共振[9-12]。共振能够发生与托辊直径、间距、输送带张力、质量、弯曲刚度和带速密切相关。减小托辊间距、输送带质量和带速，增大托辊直径、输送带张力和弯曲刚度避免共振发生。带速和输送带不能随意改变，一般采用增大托辊直径，在可能发生共振的区域减小托辊间距，在其他区间保持原设计间距的方法。

表4 模态分析不同直径的托辊结果

2.4 降噪措施的试验验证

对上述中间段降噪措施中的采用高分子托辊降噪理论进行试验验证。

试验方法：在力博重工科技股份有限公司的托辊车间，将钢管和高分子2种不同材质的托辊均放在浸水密封试验台上，采用同一调试频率，进行两者比较，对高分子托辊的降噪进行验证性试验。因浸水密封试验台的内部结构复杂，更换托辊较困难，内部传动结构的尺寸无法测量，故只能得知浸水密封试验台的调试频率，而不能推算该频率下托辊的转速。但是在同一调试频率下托辊的转速是相同的，所以可以比较相同转速下钢管托辊和高分子托辊的噪声值大小。

试验结果：当调试频率为10 Hz时，将钢管和高分子托辊的噪声值在时域图中进行比较，如图4所示，图5为调试频率10 Hz时钢管托辊和高分子托辊的频谱。钢管托辊与高分子托辊噪声值对比结果见表5，结合由图4、图5可知，采用钢管托辊和高分子托辊在同一转速下产生的噪声波动范围，钢管托辊的频谱图中含有较多的杂乱噪声信号，而采用高分子托辊测试的噪声值比钢管托辊约小10 dB(A)左右，可以有效降低带式输送机运转时产生的噪声，说明中间段采用高分子托辊的降噪措施是可行的。

表5 钢管托辊与高分子托辊噪声值对比

图4 钢管和高分子托辊时域分析

图5 调试频率10Hz频谱

3 卸料部降噪措施

3.1 降噪原理

在带式输送机的端部通过控制降低物料的下落高度，对物料下落进行缓冲，可以降低物料下落撞击料斗产生的噪声。更新料斗材质，降低噪声。通常料斗是用金属材料制作，撞击产生的振动剧烈、幅度大。由于料斗为方便接料，通常面积较大，因此引发噪声大。要降低撞击噪声，就要减小撞击力，而减小撞击力一般从3方面入手，即减少振动幅度、减小料斗辐射面积、改变接触点的材料(增加料斗的阻尼参数)。

3.2 降噪措施及验证

降噪措施：可将耐磨橡胶面镶在料斗金属面内侧，在料斗与其他固体连接处由原来的钢性连接变为弹性连接，使用金属减振弹簧，橡胶及减振弹簧发生形变将撞击能量贮存，然后缓慢释放，降低撞击噪声。若物料落差较大，宜采用料斗内设多级溜板结构，减小物料落差高度，溜板可用橡胶块制作，减振降噪，便于定期更换。根据物料落差高度可选定溜板间距，物料脱离带面与第1级溜板发生撞击，后经过第2级溜板，依次直至下一级输送装置。由于每级溜板间距小，物料每次降落高度减小，降低撞击噪声。在传送链上均匀设置许多小料斗，物料落入料斗给传递链以冲击力，传送链吸收撞击产生动力运转，避免物料之间发生碰撞降低噪声。

降噪结果验证：将耐磨橡胶面镶在料斗金属面内侧以增加料斗的阻尼参数，对采取降噪措施前后的卸料部进行对比，结果如图6、图7所示。可知，卸料部噪声约降低12 dB(A)。

图6 物料与金属撞击时域分析

图7 物料与橡胶撞击时域分析

4 结语

通过适当增加齿数、压力角、螺旋角、齿宽和精度等级，选用斜齿轮，增大齿面的接触面积和齿面啮合接触线长度，避免间断产生冲击振动等措施降低输送机噪声。此外，对输送机中间段进行三维建模及模态分析，得出各阶振形图及固有频率，探讨发生共振的可能性，为今后输送带的减振设计提供依据。研究高分子托辊的吸声性能，得出了高分子材料降噪的原因。对于输送机卸料部，采用料斗内贴橡胶片、设多级溜板结构减小物料的落料高度具有降噪的可行性，并对降噪措施进行了合理性验证。