Informacja

Drogi użytkowniku, aplikacja do prawidłowego działania wymaga obsługi JavaScript. Proszę włącz obsługę JavaScript w Twojej przeglądarce.

English (EN)·Polski (PL)·Yкраїнський (UK)
Przejdź do strony domowej biblioteki Centralna Biblioteka Wojskowa Link otwiera się w nowym oknie Logo biblioteki Prolib Integro - strona głównaCentralna Biblioteka Wojskowa

Wyszukujesz frazę "przenośnik łańcuchowy" wg kryterium: Wszystkie pola

  Lista filtrów
Wyrównaj
    Wyświetlanie 1-5 z 5
    Tytuł:
    Unification of Equipment for Transporting People, Coal and Materials Produced by Jastrzębskie Zakłady Remontowe Sp. z o. o. and Used in the Mines of the JSW Capital Group
    Autorzy:
    Dyczko, Artur
    Rychter, Rafał
    Bosowski, Adam
    Konsek, Jarosław
    Powiązania:
    https://bibliotekanauki.pl/articles/2064356.pdf
    Data publikacji:
    2020
    Wydawca:
    STE GROUP
    Tematy:
    unification
    transport
    chain conveyor
    belt conveyor
    unifikacja
    przenośnik łańcuchowy
    przenośnik taśmowy
    Opis:
    The publication presents the assumptions of the unification process of machines and equipment produced by Jastrzębskie Zakłady Remontowe Sp. z o. o. and operating at the coal mines of the JSW Capital Group. It outlines a solution adopted by JZR Sp. z o. o. addressing this issue. The authors identify the potential benefits of the process to the entire Jastrzębska Spółka Węglowa Capital Group, but they also mention the risks that may arise during its implementation. The publication also presents the first results of the unification, observed on the basis of the unified equipment and machinery of the coal clearance system for transporting people, coal and materials, which has already been put into operation in underground mining excavations. It also includes a chapter devoted to the influence of the unification on the development of “technical thought,” i.e. on the innovativeness of the equipment for transporting people, coal and materials newly produced by Jastrzębskie Zakłady Remontowe Sp. z o. o. which are to be implemented in the near future. New, innovative solutions are presented, which were introduced both in the unified transport devices such as chain and belt conveyors and in devices cooperating with them, i.e. lump breakers, pushing devices and other accessory equipment for the conveyors.
    Źródło:
    New Trends in Production Engineering; 2020, 3, 1; 303--314
    2545-2843
    Pojawia się w:
    New Trends in Production Engineering
    Dostawca treści:
    Biblioteka Nauki
    Artykuł
    Tytuł:
    Optimisation of Geometry of the Chain Conveyor Carriers by DEM Method
    Optymalizacja geometrii łańcuchowych przenośników taśmowych metodą DEM
    Autorzy:
    Zidek, M.
    Zegzulka, J.
    Jezerska, L.
    Hlosta, J.
    Necas, J.
    Powiązania:
    https://bibliotekanauki.pl/articles/319077.pdf
    Data publikacji:
    2015
    Wydawca:
    Polskie Towarzystwo Przeróbki Kopalin
    Tematy:
    DEM
    ruch ziaren
    przenośnik łańcuchowy
    ziarna sferyczne
    particle movement
    chain conveyors
    spherical particles
    Opis:
    The article presents the results of simulation of the Discreet Elements Method (DEM) applied to the chain conveyor model with regard to optimisation of its carriers´ geometry. The work is focused on the impact pulses of carriers in the first part of the chain conveyor´s transport cycle and the influence of a change in the carrier element´s geometry on vector motion of particles and velocity differences of motion of the transported material. The issue is solved by the DEM method, where a 3D model of the tested equipment and a simulation of material transportation in the transport system is created. Virtual 3D models of equipment can be easily adjusted such as changes in the structure dimensions. In the text, it is the approach to testing the influence of the chain conveyors carrier´s geometry on the character of motion of particles. The results show that the carrier´s geometry changes the trajectory of motion and velocity of the transported material particles during their transport on the chain conveyors.
    Artykuł przedstawia wyniki symulacji za pomocą Metody Elementów Dyskretnych (ang. skrót DEM) zastosowanej do modelu przenośnika łańcuchowego w celu optymalizacji geometrii taśm. W pracy skupiono się na wpływie impulsu w pierwszej części cyklu transportu przenośnika łańcuchowego oraz następstw jakie niesie ze sobą zmiana geometrii elementów taśmy na wektor ruchu ziaren oraz zmiany prędkości transportu użytego materiału. Problem rozwiązano metodą DEM, przy użyciu modelu 3D dla testowanego sprzętu oraz symulacji transportu materiału. Wirtualne trójwymiarowe modele sprzętu można łatwo dostosować, jak również wprowadzić zmiany w wymiarach konstrukcji. Takie podejście zastosowano w pracy, w celu zbadania wpływu geometrii łańcuchowych przenośników taśmowych na ruch ziaren. Wyniki wykazały, że zmiana w geometrii nośnika wpływa na trajektorię ruchu i szybkość transportowania cząsteczek materiału na przenośnikach łańcuchowych.
    Źródło:
    Inżynieria Mineralna; 2015, R. 16, nr 2, 2; 143-148
    1640-4920
    Pojawia się w:
    Inżynieria Mineralna
    Dostawca treści:
    Biblioteka Nauki
    Artykuł
    Tytuł:
    Comparison of conventional sprocket drum and sprocket drum with modified design
    Porównanie bębna łańcuchowego konwencjonalnego i o zmodyfikowanej konstrukcji
    Autorzy:
    Sobota, P.
    Powiązania:
    https://bibliotekanauki.pl/articles/219846.pdf
    Data publikacji:
    2016
    Wydawca:
    Polska Akademia Nauk. Czytelnia Czasopism PAN
    Tematy:
    ścianowy przenośnik zgrzebłowy
    bęben łańcuchowy
    zarys gniazda asymetryczny
    armoured face conveyor
    asymmetric profile of seat
    sprocket drum
    Opis:
    Seats in conventional sprocket drums are symmetrical. Due to the set general direction of sprocket drum revolutions resulting from the direction of rock transport, the wear of the seat bottoms and teeth flanks may be reduced by introducing the asymmetry of the profile of the sprocket drum seats. The proposed modification of sprocket drum seats’ profile consists of inclining the seat bottom towards the expected direction of the basic drum revolutions. The work compares the loads on the seats and teeth of a conventional drum with its profile conforming to the standard to a modified drum with an asymmetric profile of seats. For the general direction of sprocket drum revolutions, the maximum values of all forces are higher for a standard drum than for a modified drum. The profile asymmetry substantially shortens the friction path of the horizontal link front torus on the seat bottom and relative total friction work on the seat bottom and lessens the occurrence probability of the slide of the horizontal link rear torus on the tooth flank. The modification of the profile causes also the asymmetric wear of link joints. The total relative friction work is considerably reduced in the front joint as compared to a conventional drum, and the total relative friction work in the rear joint is increasing at the same time.
    Podstawową maszyną ścianowego kompleksu zmechanizowanego jest przenośnik zgrzebłowy. Ze względu na duże moce napędów wysoko wydajnych przenośników ścianowych bębny łańcuchowe przenoszą wysokie momenty obrotowe z reduktorów napędów i zazębiając się z torusami tylnymi ogniw poziomych łańcucha przekazują łańcuchowi zgrzebłowemu siłę pociągową. W czasie eksploatacji ścianowego przenośnika zgrzebłowego następuje – głównie na skutek zużycia ściernego – zwiększenie podziałki łańcucha ogniwowego i zmniejszenie podziałki bębna łańcuchowego. Wchodzeniu ogniw łańcucha o zwiększonej podziałce w zazębienie z segmentami zębów bębna w warunkach poślizgu ogniw na flance zęba towarzyszą znaczące siły nacisku i tarcia, mające decydujący wpływ na zużycie segmentów zębów bębna. Uprzywilejowany kierunek ruchu łańcucha transportującego urobek determinuje zasadniczy kierunek obrotów bębna łańcuchowego, co wpływa na asymetryczne zużywanie się den gniazd i segmentów zębów. W bębnach łańcuchowych o dużym stopniu zużycia widoczne są istotne różnice zarówno w wielkości zużycia jak i stereometrii gniazda po stronie napędowej stykającej się z torusem tylnym ogniwa poziomego oraz biernej współdziałającej z torusem przednim ogniwa poziomego (Rys. 1). W bębnach łańcuchowych konwencjonalnych gniazda są symetryczne. Symetralna dna każdego z gniazd przechodzi przy tym przez oś obrotu bębna. Ze względu na założony zasadniczy kierunek obrotów bębna łańcuchowego, wynikający z kierunku transportowania urobku, sposobem zmniejszenia zużycia den gniazd i flanek zębów może być wprowadzenie asymetrii zarysu gniazd bębna łańcuchowego. Proponowana modyfikacja zarysu gniazd bębna łańcuchowego polega na pochyleniu dna gniazda w stronę przewidywanego kierunku zasadniczych obrotów bębna w taki sposób, że symetralna dna gniazda będąca prostą prostopadłą do dna gniazda poprowadzoną w środku długości gniazda jest oddalona od osi obrotu. Asymetria zarysu daje możliwość zmiany stosunku wartości kąta α1 obrotu torusa przedniego ogniwa poziomego nabiegającego na bęben względem dna gniazda, do wartości kąta α2 obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego (Rys. 3). W zakresie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy wyróżnia się trzy przedziały charakteryzujące się odmiennym sposobem obciążenia elementów bębna łańcuchowego. Przy współdziałaniu bębna łańcuchowego z łańcuchem o zwiększonych podziałkach ogniw, wzrasta kąt nachylenia ogniw poziomych względem den gniazd koła, przy czym dla bębna o zmodyfikowanym zarysie gniazd wartość tego kąta rośnie ze wzrostem podziałki ogniw wolniej niż dla bębna konwencjonalnego. Równocześnie ze wzrostem podziałki ogniw skraca się czas trwania pierwszego przedziału obrotu bębna o kąt podziałowy, czemu towarzyszy zmniejszanie wartości maksymalnej reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda. Ze względu na asymetrię zarysu gniazda wartość pierwszego przedziału obrotu bębna o kąt podziałowy jest zdecydowanie mniejsza dla bębna zmodyfikowanego niż dla konwencjonalnego (Rys. 4). Wzrost podziałki ogniw powoduje wzrost maksymalnej wartości siły w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z powierzchnią roboczą zęba. Dla bębna o zmodyfikowanym zarysie maksymalna wartość tej siły wzrasta szybciej niż dla bębna konwencjonalnego, jednak siła ta ma wartość zawsze mniejszą niż dla bębna konwencjonalnego (Rys. 5). Wartości maksymalne wszystkich sił są wyższe dla bębna normowego niż dla zmodyfikowanego. Ponadto w końcowym zakresie obrotu bębna konwencjonalnego o kąt podziałowy, dla zachowania równowagi ogniwa poziomego niezbędna jest siła tarcia pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba, co zwiększa prawdopodobieństwo wystąpienia poślizgu ogniwa w stronę dna gniazda. Wyznaczono pracę tarcia ogniwa poziomego na dnie gniazda i na flance zęba oraz pracę tarcia w przegubach ogniw dla bębna konwencjonalnego o normowym zarysie gniazd i dla bębna asymetrycznego o zmodyfikowanym zarysie gniazd. Wartość względnej sumarycznej pracy tarcia przy poślizgu torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda dla bębna zmodyfikowanego jest kilkakrotnie mniejsza niż dla bębna konwencjonalnego (Rys. 7). Im większy wzrost wydłużenia podziałki ogniw łańcucha współdziałającego z bębnem tym większe procentowe zmniejszenie pracy tarcia na dnie gniazda zmodyfikowanego (Rys. 8). Pracę tarcia podczas poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba wyznaczono całkując numerycznie iloczyn drogi poślizgu i odpowiedniej wartości siły tarcia w punkcie styku ogniwa z flanką zęba w chwili wystąpienia poślizgu. W trzecim przedziale obciążenia, w którym może dojść do poślizgu ogniwa poziomego po flance zęba, wartość siły w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba jest dla bębna konwencjonalnego zawsze większa niż w bębnie zmodyfikowanym. Ze względu na mniejszą wartość kąta nachylenia ogniwa poziomego do dna gniazda w bębnie zmodyfikowanym, droga poślizgu na flance zęba również jest mniejsza. Z tych powodów, w przypadku wystąpienia poślizgu ogniwa poziomego po flance zęba, wartość pracy tarcia na flance zęba w bębnie asymetrycznym o zmodyfikowanym zarysie jest mniejsza niż w bębnie konwencjonalnym. W czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy następuje wzajemny obrót ogniw w przegubie przednim i w przegubie tylnym. Dla określonych warunków tarcia oraz znanego obciążenia ogniw wyznaczono pracę tarcia w przegubie przednim i przegubie tylnym przy obrocie bębna łańcuchowego o kąt podziałowy, uwzględniając fazę toczenia się ogniw i fazę poślizgu ogniw w przegubach (Rys. 10). Skróceniu w bębnach zmodyfikowanych ulega faza poślizgu ogniw w przednim przegubie ogniwa poziomego. Powoduje to znaczne zmniejszenie sumarycznej względnej pracy tarcia w przegubie przednim w porównaniu z bębnem konwencjonalnym oraz równoczesne zwiększenie sumarycznej względnej pracy tarcia w przegubie tylnym. Suma względnej pracy tarcia w przegubie przednim i tylnym jest przy tym niemal jednakowa dla bębnów konwencjonalnych i zmodyfikowanych. Wykonano bęben łańcuchowy o zmodyfikowanej konstrukcji oraz zastosowano go w przenośniku ścianowym RYBNIK-850 (Rys. 11). Jest on obecnie eksploatowany już w drugim wyrobisku ścianowym w KWK „Chwałowice”. Obserwacje ruchowe w warunkach eksploatacyjnych oraz kontrola stopnia zużycia bębna łańcuchowego o zmodyfikowanej stereometrii potwierdzają przydatność przyjętych założeń oraz zastosowanych rozwiązań konstrukcyjnych.
    Źródło:
    Archives of Mining Sciences; 2016, 61, 3; 509-522
    0860-7001
    Pojawia się w:
    Archives of Mining Sciences
    Dostawca treści:
    Biblioteka Nauki
    Artykuł
    Tytuł:
    Determination of the friction work of a link chain interworking with a sprocket drum
    Wyznaczenie pracy tarcia łańcucha ogniwowego we współdziałaniu z bębnem łańcuchowym
    Autorzy:
    Sobota, P.
    Powiązania:
    https://bibliotekanauki.pl/articles/219536.pdf
    Data publikacji:
    2013
    Wydawca:
    Polska Akademia Nauk. Czytelnia Czasopism PAN
    Tematy:
    przenośnik ścianowy
    bęben łańcuchowy
    łańcuch zgrzebłowy
    praca tarcia
    longwall conveyor
    sprocket drum
    scraper chain
    friction work
    Opis:
    The significant abrasive wear of sprocket drum teeth and seats bottoms is observed during the exploitation of longwall scraper conveyors. For this reason, it is important to determine friction work in sliding conditions of the horizontal link on the tooth seat bottom and on the tooth flank and friction work in the joint of links in the context of such nodes’ abrasive wear. The different construction variants of sprocket drums can be compared by determining friction work in the sliding positions of the horizontal link on the drum. The determination of the losses of the power transmitted is a requisite condition in such situation for determining the efficiency values of chain meshing. The friction work of the friction couple of a sprocket drum - link chain consists of friction work of the horizontal link in the places where it contacts with the seat bottom Ag and the tooth flank Af and friction work in the joints of a horizontal link in the contact place with vertical links: in the front joint Ap and the rear joint At. The article presents dependencies enabling to determine the value of such work for specific geometric relations between the chain and the drum and different friction conditions. The curves of relative friction work and the values of total friction work on the seat bottom, on the tooth flank and in a front and rear joint of links are presented for examples of friction conditions.
    W czasie eksploatacji ścianowych przenośników zgrzebłowych obserwuje się znaczne zużycia ścierne powierzchni zębów i den gniazd bębnów łańcuchowych. Z tych powodów ważne jest określenie pracy tarcia w warunkach poślizgu ogniwa poziomego na dnie gniazda i na flance zęba oraz pracy tarcia w przegubach ogniw w aspekcie zużycia ściernego tych węzłów. Wyznaczenie pracy tarcia w miejscach poślizgu ogniwa poziomego na bębnie daje możliwość porównania różnych wariantów konstrukcyjnych bębnów łańcuchowych. Określenie strat przenoszonej mocy jest przy tym istotnym warunkiem określenia wartości sprawności zazębienia łańcuchowego. Na pracę tarcia pary ciernej bęben łańcuchowy - łańcuch ogniwowy składa się praca tarcia ogniwa poziomego w miejscach jego kontaktu z dnem gniazda Ag i flanką zęba Af oraz praca tarcia w przegubach ogniwa poziomego w miejscach kontaktu z ogniwami pionowymi: w przegubie przednim Ap i w przegubie tylnym At. W artykule przedstawiono zależności umożliwiające wyznaczenie wartości tych prac dla określonych relacji geometrycznych pomiędzy łańcuchem a bębnem i różnych warunków tarcia. Dla przykładowych warunków tarcia, zaprezentowano przebiegi względnej pracy tarcia oraz wartości sumarycznej pracy tarcia na dnie gniazda, na flance zęba oraz w przegubie przednim i tylnym ogniw. W czasie eksploatacji ścianowego przenośnika zgrzebłowego następuje - głównie na skutek zużycia - zwiększenie podziałki łańcucha ogniwowego. Zwiększenie długości podziałki łańcucha wynoszące Δp najczęściej opisuje się względnym zwiększeniem podziałki odniesionym do podziałki technologicznej Δp/p i wyrażonym w procentach. Podczas współdziałania bębna łańcuchowego o wymiarach normowych z łańcuchem o zwiększonej podziałce nabiegające ogniwo poziome nie styka się z dnem gniazda na całej swej długości. To zazębienie charakteryzuje się tym, że ogniwa poziome łańcucha znajdujące się na bębnie łańcuchowym o liczbie zębów z są nachylone względem den gniazd pod kątem ε tak, że ich torusy przednie stykają się dnami gniazd a torusy tylne stykają się z bokami roboczymi segmentów zębów bębna o kącie pochylenia względem dna gniazda β. W celu jednoznacznego opisu położenia ogniw łańcucha w gniazdach bębna (rys. 1) wyznaczyć należy kąt nachylenia ogniw względem den gniazd koła ε, odległość środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego u oraz kąt obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego w środku przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego αu. Im większe wydłużenie względne podziałki tym większe wartości osiągają parametry opisujące położenie ogniw w gniazdach koła łańcuchowego (ε, u oraz αu). Ze względu na powtarzalność położenia ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego o liczbie zębów z podczas nabiegania łańcucha następuje cykliczne obciążanie kolejnych den gniazd, flanek zębów i ogniw w czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy φ = 2π/z. W zakresie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy wyróżniono trzy przedziały charakteryzujące się odmiennym sposobem obciążenia elementów bębna łańcuchowego (rys. 2÷4). Poślizg torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda ma miejsce w pierwszym przedziale obciążenia bębna o kąt podziałowy. W przedziale tym wyróżnić można w przegubie przednim dwie fazy: toczenia i poślizgu ogniw. Wyznaczono drogę tarcia oraz pracę tarcia na dnie gniazda podczas toczenia się ogniw oraz podczas poślizgu ogniw w przegubie przednim (zależności 5÷17). Wykorzystując te zależności wyznaczono drogę tarcia i pracę tarcia na dnie gniazda bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 7, współdziałającego z łańcuchem wielkości 34 ×126 mm o podziałkach ogniw wydłużonych o Δp/p = 0,5% i Δp/p = 3,0%. Pracę tarcia na dnie gniazda Ag wyznaczono całkując numerycznie iloczyn drogi tarcia i odpowiedniej wartości siły R w punkcie styku ogniwa z dnem gniazda. Z powodu względnego określenie siły w punkcie styku w stosunku do wartości siły nabiegającej R/SH również pracę tarcia wyznaczono jako względną w stosunku do siły nabiegającej jako Ag /SH. Względną pracę tarcia na dnie gniazda wyznaczono w funkcji kąta obrotu bębna dla różnych wartości współczynnika tarcia na dnia gniazda (rys. 8÷9). Od chwili, w której wartość siły R spada do zera przy kącie obrotu bębna φR0, rozpoczyna się przedział trzeci kąta podziałowego, w którym na flance zęba pojawia się siła T prostopadła do reakcji F i skierowana w stronę głowy zęba, niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze (rys. 4). Zapobiega ona poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Sformułowano warunek wystąpienia poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba i wyznaczono drogę poślizgu i względną pracę tarcia Af /SH dla tego przypadku (zależności 20÷21). W czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy następuje wzajemny obrót ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego w przegubie przednim oraz wzajemny obrót ogniwa pionowego następującego po ogniwie poziomym wokół torusa tylnego ogniwa poziomego w przegubie tylnym. W obydwóch przegubach wyróżnić można dwie fazy obrotu ogniw: toczenia się i poślizgu ogniw w przegubie. Wyznaczono sumaryczną pracę tarcia w przegubie przednim Ap, będącą sumą pracy tarcia przy toczeniu i poślizgu ogniw (zależności 22÷26) oraz pracę tarcia w przegubie tylnym At (zależności 30÷39). Dla określonych warunków tarcia oraz obciążenia ogniw wyznaczono względną pracę tarcia w przegubie przednim Ap /SH i tylnym At /SH przy obrocie bębna łańcuchowego o kąt podziałowy (rys. 12÷13).
    Źródło:
    Archives of Mining Sciences; 2013, 58, 3; 805-822
    0860-7001
    Pojawia się w:
    Archives of Mining Sciences
    Dostawca treści:
    Biblioteka Nauki
    Artykuł
    Tytuł:
    Determination of dynamic loads of sprocket drum teeth and seats by means of a mathematical model of the longwall conveyor
    Wyznaczenie obciążeń dynamicznych zębów i gniazd bębna łańcuchowego za pomocą modelu matematycznego przenośnika ścianowego
    Autorzy:
    Dolipski, M.
    Remiorz, E.
    Sobota, P.
    Powiązania:
    https://bibliotekanauki.pl/articles/220190.pdf
    Data publikacji:
    2012
    Wydawca:
    Polska Akademia Nauk. Czytelnia Czasopism PAN
    Tematy:
    przenośnik ścianowy
    bęben łańcuchowy
    model fizyczny
    model matematyczny
    obciążenia dynamiczne zębów
    obciążenia dynamiczne gniazd
    scraper conveyor
    sprocket drum
    mathematical model
    physical model
    dynamic loads
    teeth
    seats
    Opis:
    Scraper conveyors are one of the key machines forming part of mechanised longwall systems. They are currently the only means of transporting the mined rock from longwalls in hard coal mines. The hauling force caused by the drive is transmitted onto a link chain through drive wheels with their external shape corresponding to a geometric polygon. The number of teeth (seats) in such wheels ranges between 5 and 8. The horizontal links running on the drum are arranged in the drive wheel seats and are meshing with the teeth segments. The geometric relationships between the sprocket drum and the links are decisive for the position of the chain links in the seats. The abrasive wear of the chain parts and of the drive drum parts occurring due to conveyor operation is increasing the chain pitch and decreasing the wheel pitch. The position of a link in the seats changes as a result along with the load on the sprocket drum teeth and seats. Sprocket drums are the weakest element in longwall conveyors. It is, therefore, urgently necessary to determine the dynamic loads of such drums’ teeth and seats. The article presents a physical model and a mathematical model of a longwall conveyor created for the purpose of determination of dynamic loads of the sprocket drum teeth and seats. The results of computer simulations are also presented (dynamic loads: in chains, dynamic loads of sprocket drums and dynamic loads of sprocket drums’ teeth and seats) carried out using the created mathematical model for a 350 m long face conveyor.
    Koncentracja produkcji węgla kamiennego wymusza potrzebę prowadzenia intensywnych badań maszyn górniczych w aspekcie zwiększenia ich niezawodności i żywotności. Jedną z podstawowych maszyn wchodzących w skład ścianowych kompleksów zmechanizowanych są przenośniki zgrzebłowe. Przenośniki zgrzebłowe ścianowe są obecnie jedynymi środkami odstawy urobku z wyrobisk ścianowych w kopalniach węgla kamiennego. W czasie swojego rozwoju wyposażane były w różne typy łańcuchów pociągowych, z których najlepszym okazał się łańcuch ogniwowy. Przenośniki ścianowe mogą być wyposażone w jeden łańcuch, dwa łańcuchy skrajne, trzy łańcuchy lub dwa łańcuchy środkowe, przy czym ostatnie rozwiązanie stosowane jest najczęściej. Siła uciągu wywołana napędem przekazywana jest łańcuchowi poprzez koła napędowe, które mają postać geometryczną wieloboku i wyposażone są najczęściej w 5÷8 zębów (gniazd). Ogniwa poziome nabiegające na bęben układają się w gniazdach koła napędowego i wchodzą w zazębienie z segmentami zębów. O położeniu ogniw łańcucha w gniazdach decydują relacje geometryczne pomiędzy bębnem łańcuchowym a ogniwami. Zużycie ścierne elementów łańcucha i bębna napędowego następujące na skutek eksploatacji przenośnika powoduje zwiększenie podziałki łańcucha i zmniejszenie podziałki koła. W efekcie zmienia się zarówno położenie ogniw w gniazdach jak i obciążenie zębów i gniazd bębna łańcuchowego. Obecnie najsłabszym elementem w przenośnikach ścianowych są bębny łańcuchowe. Zachodzi zatem pilna potrzeba poznania obciążeń dynamicznych zębów i gniazd tych bębnów. Dla potrzeb wyznaczania obciążeń dynamicznych zębów i gniazd bębna łańcuchowego został rozbudowany model fizyczny i matematyczny przenośnika ścianowego o elementy zazębienia łańcuchowego. Dyskretny model fizyczny i matematyczny przenośnika ścianowego zbudowano wcześniej i wielokrotnie zweryfikowano go doświadczalnie. Po rozbudowaniu o elementy zazębienia łańcuchowego model fizyczny przyjmuje postać jak na rysunku 1. Ruch w tym rozbudowanym modelu fizycznym opisuje układ nieliniowych równań różniczkowych zwyczajnych drugiego rzędu (wzory 1, 2 i 3). Podczas współdziałania bębna łańcuchowego o wymiarach normowych z łańcuchem o wydłużonej podziałce nabiegające ogniwo poziome nie styka się z dnem gniazda na całej swej długości. Ten wariant zazębienia charakteryzuje się tym, że ogniwa poziome łańcucha znajdujące się na kole gniazdowym o liczbie zębów z są nachylone względem den gniazd pod kątem ε tak, że ich torusy przednie stykają się dnami gniazd a torusy tylne stykają się z bokami roboczymi segmentów zębów koła o kącie pochylenia względem dna gniazda β. W celu jednoznacznego opisu położenia ogniw łańcucha w gniazdach koła wyznaczono parametry ε, u i αu (rys. 2). Przy analizowaniu współdziałania bębna łańcuchowego z łańcuchem ogniwowym uwzględniono zjawisko ruchliwości ogniw w przegubach podczas wzajemnego przechylania ogniw, którego następstwem jest przemieszczanie się punktu styku ogniw. Przechylaniu ogniwa poziomego względem ogniwa pionowego towarzyszy toczenie się ogniwa poziomego względem ogniwa pionowego w wyniku panującego w przegubie tarcia lub poślizg ogniw w przegubie w zależności od wartości modułu przegubu mp i wartości współczynnika tarcia w przegubie μp. Podczas toczenia ogniwa poziomego w przegubie następuje przemieszczanie się punktu styku ogniw w przegubie, zaś podczas poślizgu ogniwa poziomego położenie punktu styku w przegubie ogniwa pionowego pozostaje bez zmian. Ze względu na powtarzalność położenia ogniw w gniazdach koła łańcuchowego o liczbie zębów z podczas ich nabiegania następuje cykliczne obciążanie kolejnych den gniazd, flanek zębów i ogniw łańcucha siłami w czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy φ = 2π/z. Podczas analizy obciążenia elementów bębna łańcuchowego przyjęto zmienność kąta obrotu bębna od chwili zetknięcia się torusa przedniego nabiegającego ogniwa poziomego z dnem gniazda (φ = 0) do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda (φ = 2π/z). W zakresie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy wyróżniono trzy przedziały charakteryzujące się odmiennym sposobem obciążenia elementów bębna łańcuchowego (P1, P2 i P3 na rys. 1). Wzory od (4) do (39) opisują obciążenia dna gniazda i flanki zęba bębna łańcuchowego w tych przedziałach. Utworzony model matematyczny pozwolił na komputerowe wyznaczenie obciążeń dynamicznych łańcuchów, bębnów napędowych oraz zębów i gniazd bębnów łańcuchowych w przenośniku ścianowym o długości 350 m (rys. 3÷8). W czasie badań symulowano stan nieluzowania łańcuchów i stan stałego luzowania. Na podstawie przeprowadzonych badań komputerowych ruchu ustalonego ścianowego przenośnika zgrzebłowego, wyposażonego w bębny łańcuchowe o liczbie zębów z = 8, obciążonego urobkiem węglowym na całej długości sformułowano następujące wnioski: 1. Wydłużenie podziałki łańcucha, w praktyce spowodowane głównie zużyciem ściernym przegubów ogniw, powoduje osiadanie torusa tylnego ogniwa poziomego coraz wyżej na flance zęba (wzrost wartości kątów ε oraz αu ). Prowadzi to do skracania czasu od chwili zetknięcia się torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda do chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa z flanką zęba. Konsekwencją tego jest zmniejszanie się wartości maksymalnej obciążenia dna gniazda w punkcie styku z torusem przednim ogniwa oraz wzrost maksymalnej wartości wymaganej siły tarcia zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego po flance zęba zarówno w stanie stałego luzowania jak i w stanie nieluzowania łańcucha. 2. Stosunek maksymalnej wartości siły obciążającej flankę zęba w punkcie styku z torusem tylnym ogniwa do maksymalnej wartości siły obciążającej dno gniazda w punkcie styku z torusem przednim ogniwa oraz stosunek maksymalnej wartości wymaganej siły tarcia zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego po flance zęba do maksymalnej wartości siły obciążającej dno gniazda w punkcie styku z torusem przednim ogniwa rosną nieliniowo ze wzrostem wydłużenia podziałki ogniw. Wzrosty te przebiegają niemal identycznie dla stanu stałego luzowania i stanu nieluzowania łańcucha. 3. Zwiększenie podziałki łańcucha od 1% do 4% spowodowało ponad czterokrotny wzrost wartości maksymalnej siły tarcia zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Jeżeli wartość siły tarcia rozwiniętego wywołanego siłą nacisku torusa tylnego ogniwa poziomego na flankę zęba jest co najmniej równa wartości rozpatrywanej siły tarcia to układ sił jest w równowadze. Jeśli natomiast siła tarcia pochodząca od nacisku torusa tylnego na flankę zęba jest mniejsza od wartości tej siły tarcia to następuje poślizg torusa tylnego po flance zęba w stronę dna gniazda. Z tego względu duże wartości rozważanej siły tarcia w miejscu styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba są niekorzystne, gdyż zwiększają możliwość wystąpienia poślizgu ogniwa po flance zęba co powoduje zwiększenie zużycia ściernego flanki zęba obniżając trwałość bębna łańcuchowego i powodując zmniejszenie sprawności zazębienia łańcuchowego.
    Źródło:
    Archives of Mining Sciences; 2012, 57, 4; 1101-1119
    0860-7001
    Pojawia się w:
    Archives of Mining Sciences
    Dostawca treści:
    Biblioteka Nauki
    Artykuł
      Wyświetlanie 1-5 z 5

      Ta witryna wykorzystuje pliki cookies do przechowywania informacji na Twoim komputerze. Pliki cookies stosujemy w celu świadczenia usług na najwyższym poziomie, w tym w sposób dostosowany do indywidualnych potrzeb. Korzystanie z witryny bez zmiany ustawień dotyczących cookies oznacza, że będą one zamieszczane w Twoim komputerze. W każdym momencie możesz dokonać zmiany ustawień dotyczących cookies