掘進機電控箱減振系統振動響應分析

陳君宇，張宏耀

(山西西山煤電股份有限公司 西曲礦,山西 古交 030200)

0 引言

煤炭作為我國現階段主要的能源資源，存儲量豐富，在我國化石能源中煤炭資源占比達94%[1-2]。隨著煤炭開采技術的高速發展，對機械設備的可靠性提出了更高的要求。掘進機作為煤礦開采過程中的關鍵核心設備，主要用于破碎巖石，為煤炭開采做準備。由于巖層的硬度較高，井下掘進周圍環境惡劣，巖石截割過程中會對掘進機產生較大的沖擊載荷，引起機身振動，其中主要以低頻振動為主，從而降低零部件的使用壽命，提高了機身故障率，最終影響了整機的工作效率和工業生產率[3-4]。

電控箱作為掘進機上的電器控制設備，主要用于對掘進機各部件的運動進行控制，并對工作狀態進行實時監測，其工作狀態的好壞對掘進機的正常工作具有重要影響[5]。但是，電控箱受整機振動的影響，會造成內部電器元件性能下降，降低掘進機整機的控制精度，嚴重者可能出現系統故障，引起安全事故。因此，降低電控箱振動，對實際生產作業具有重要意義。本文利用ANSYS軟件對建立的電控箱三維模型進行瞬態動力學仿真分析，其研究結果為電控箱的設計及減振提供指導。

1 電控箱減振系統力學與數學模型建立

電控箱與掘進機之間設有后支撐，后支撐與電控箱之間安裝有4個隔振墊，主要用于減弱掘進機振動過程中對電控箱體的影響。4個隔振墊對稱分布在后支撐的4個直角處，設計過程中為了保證4個隔振墊受力均勻，將電控箱的重心與4個隔振墊的中心重合。電控箱、隔振墊、后支撐中的機架底板組成的減振系統力學模型如圖1所示。其中，m為電控箱的質量；x為電控箱豎直方向的位移；y為機架底板豎直方向的位移；c1～c4分別為隔振墊1～4的阻尼；k1～k4分別為隔振墊1～4的剛度。

圖1 電控箱減振系統力學模型

分析過程中將4個隔振墊都簡化為一組彈簧阻尼系統，相對于電控箱的質量隔振墊的質量較小，分析中忽略隔振墊的質量。將電控箱簡化為一個均勻質量的殼體，作為剛體對其進行整體的振動響應分析。分析過程中著重研究電控箱體豎直響應對系統的影響，對豎直方向的運動進行分析。通過對圖1的力學模型進行簡化，系統可以簡化為外激勵下的單自由度系統，如圖2所示。機架底板受外界簡諧振動激勵，激振頻率為ω，系統處于靜平衡狀態。假設隔振墊、電控箱靜平衡位置為系統運動原點，在某一時刻t，電控箱豎直方向的位移為x，機架底板豎直方向的位移為y，兩者豎直方向的相對位移為x-y。機架底板將振動傳遞給隔振墊，通過隔振墊最終傳遞給電控箱。

根據圖2所示力學模型，建立電控箱的運動微分方程：

(1)

(2)

其中：c為4個隔振墊的并聯阻尼；k為4個隔振墊的并聯剛度；Y為機架底座的振動幅值。

=Xsin(ωt-φ1).

圖2 外激勵下的單自由度系統

2 瞬態響應分析邊界條件的確定

2.1 剛體的設置

由于本文分析中將電控箱假設為剛體，在分析過程中需要研究電控箱整體的振動響應，不需要電控箱每個部位的具體響應，因此在瞬態仿真過程中需要將電控箱的材料設置為剛體，即將Details界面中的 Stiffness Behavior項改為Rigid。

2.2 仿真設置

在對系統進行瞬態動力學仿真時，需要提前設置載荷步，瞬態動力學仿真過程占用計算機較大內存，并且仿真時間較長，為此在不影響仿真精度的前提下，本文設置求解時間為20 s。分別在載荷控制欄中設置好最大、最小時間步長以及初始時間步長，大變形開關打開，同時求解控制中的弱彈簧設置和求解類型都保持默認設置。

2.3 重力場的添加

瞬態動力學仿真一定要對仿真系統進行重力場的設置，保證其在重力環境下進行。找到仿真界面中Inertial選項，點擊之后在其下拉列表中添加重力加速度，通常選擇標準加速度，仿真軟件會自動設置其加速度大小和方向。在Loads選項的下拉列表中對仿真過程中施加的力和扭矩進行設置，即掘進機截割頭在實際工況中所受的載荷。

3 仿真分析

本文主要對掘進機水平位置工作時電控箱所受振動進行研究分析，通過LS-DYNA 軟件模擬獲得該水平掘進工況下截割頭的載荷情況，并將其提取出來作為瞬態仿真的輸入載荷。應用ANSYS軟件對建立的三維模型進行瞬態動力學仿真。

3.1 電控箱振動響應時域分析

圖3、圖4分別為電控箱Z方向的速度和加速度響應云圖，表1為電控箱在三個方向的最大速度和最大加速度響應。

圖3 電控箱Z向速度響應

圖4 電控箱Z向加速度響應

表1 電控箱在三個方向的最大速度和加速度響應

由圖3、圖4和表1可以看出，受掘進機水平方向激振力的影響，電控箱在X、Y、Z三個方向的速度響應和加速度響應都出現了明顯變化，X向最大速度響應為0.12 m/s，最大加速度響應為30.0 m/s2，主要發生在電控箱靠左一側；電控箱在Y向的最大速度響應為0.05 m/s，最大加速度響應為23.76 m/s2，最大值發生在電控箱靠近掘進頭一側前角位置；電控箱Z向最大速度響應為0.31 m/s，最大加速度響應為109.2 m/s2，主要發生在電控箱后端部位。掘進機在水平工況作業時，電控箱的Z向速度和加速度響應最大，因此在設計過程以及采取減振措施時應該重點考慮電控箱Z方向的振動，降低Z方向的響應。

3.2 電控箱振動響應頻域分析

為了進一步了解電控箱的響應情況，建立了如圖5所示的三維模型，模型中綜合考慮了電控箱、隔振墊以及基礎的影響，三者之間通過螺栓進行連接，并且根據實際情況設置了隔振墊的尺寸和位置。具體分析過程中選取了模型上的8個頂點，分別仿真各點三個方向的位移、速度、加速度的變化情況，從而對電控箱的振動特性有更加全面的了解。

仿真過程中將支撐板與掘進機的連接位置設置為標記面，對該標記面進行固定約束，在底面施加不同頻率的載荷，施加激振力的相角設置為0°，幅值設置為豎直方向1 000 N。結合實際情況重點分析頻率在1 Hz～120 Hz區間的響應情況。圖6為電控箱諧響應位移云圖，變形最大位置發生在電控箱頂部中心處，隔振系統中連接處的連接螺栓以及隔振墊變形不大，基礎與隔振墊連接處局部發生較小變形，其他部位沒有發生變形。

圖5 電控箱三維模型

圖6 電控箱諧響應位移云圖

選取變形較為嚴重的端點3的三向加速度a進行分析，如圖7所示。其他各端點類似。從圖7可以看出，不同頻率激振載荷作用下，電控箱各端點的響應均表現為Z向的速度和加速度響應最大，充分說明電控箱在豎直方向的振動最嚴重，振動激勵也最敏感；端點3、4、7、8的響應要比端點1、2、5、6的響應值大。通過分析結果可以根據電控箱各點對振動的敏感程度，合

理地布置電控箱內部各部件。另外也可以根據振動特點對各點的減振措施區別設計，已達到更好的減振效果。從圖7還可以看出，系統在71 Hz附近振動響應達到最大值，進一步分析可知該頻率為電控箱與輸入載荷間達到共振，因此在設計過程中應該重點考慮該頻率對振動的影響。

圖7 電控箱端點3的加速度曲線

4 結論

在綜合考慮隔振墊及基礎等因素的影響下，通過建立掘進機電控箱的力學模型，分析了機架底板受到簡諧振動的作用時電控箱的振動響應情況。通過對電控箱的系統模型進行仿真分析，得出了其瞬態仿真結果，并對該結果進行了詳細分析。分析結果表明：掘進機在水平工況作業時，電控箱的豎直方向速度和加速度響應最大，分別達到0.31 m/s和109.2 m/s2。另外，通過對電控箱、基礎以及隔振墊用螺栓緊固后的系統進行諧響應分析，獲得了電控箱的頻域響應，得出不同頻率的激振載荷作用下，電控箱各端點的響應均表現為Z向最大，X向最小，充分說明電控箱在豎直方向的振動最嚴重，振動激勵也最敏感。分析結果可為電控箱的設計及減振提供理論指導。