Wyniki wyszukiwania - BazTech

1

Armored face conveyor’s smooth velocity control for increased durability

Suchoń J., Tytko S., Mendyka P.

Mining – Informatics, Automation and Electrical Engineering

|

2017

|

R. 55, nr 3

21--30 [tekst ang.], 31--41 [tekst pol.]

EN

The article presents the concept and assumptions concerning the smooth velocity control of an armored face conveyor, and also (on this basis) the subsequent transport conveyors used in an underground coal mine. The most-important significant mathematical equations are presented, allowing us to adjust scraper movement speed to maintain a constant cross section of the transported material stream, both in the case of unidirectional and bidirectional mining. Particular attention has been paid to the zones where a longwall shearer works with a variable web; that is, when a shearer is entering into a new coal seam layer at the ends of the excavation.

PL

W artykule przedstawiono koncepcję oraz założenia dotyczące płynnego sterowania prędkością przenośnika zgrzebłowego, a na tej podstawie również kolejnych przenośników odstawy urobku wykorzystywanych w podziemnej kopalni węgla kamiennego. Przedstawiono niezbędne zależności umożliwiające dostosowanie prędkości ruchu przenośnika do utrzymania stałego przekroju poprzecznego strugi urobku, zarówno w przypadku urabiania jedno-, jak i dwukierunkowego. Szczególną uwagę poświęcono obszarom, w których kombajn pracuje ze zmiennym zabiorem, czyli przy zawrębianiu kombajnu w caliznę węglową na końcach wyrobiska ścianowego.

2

Follow-up chain tension in an armoured face conveyor

Dolipski M., Cheluszka P., Remiorz E., Sobota P.

Archives of Mining Sciences

|

2015

|

Vol. 60, no. 1

25--38

EN

Initial chain tension in armoured face conveyors, in which operating conditions vary constantly, should be adjusted automatically to adapt it to the needs arising. The manufacturers of such conveyors are now offering a possibility of equipping a conveyor with a drive with a telescopic trough enabling stepless change of the scraper chain contour by shifting the drive frame. The work presents the outcomes of computer investigations performed using an own mathematical model of an armoured face conveyor with a main and auxiliary drive equipped with a telescopic trough and an automatic initial chain tension adjustment system with the ASTEN algorithm. The ASTEN algorithm is responding to changes in scraper chain elongation caused by changes to conveyor configuration and also by a varying mined coal load resulting from interworking with a mining machine.

PL

W czasie ruchu przenośnika ścianowego łańcuch zgrzebłowy ulega wydłużeniom sprężystym. Wartość tych wydłużeń jest zmienna i zależy między innymi od oporów ruchu oraz występujących drgań. W celu kompensacji wydłużeń sprężystych łańcucha zgrzebłowego jest on obecnie napinany wstępnie w czasie postoju maszyny. Wartość wymaganego napięcia wstępnego ustala się na podstawie największych przewidywanych obciążeń występujących w ruchu ustalonym przenośnika. Nastawione napięcie wstępne łańcucha zmienia się jednak stale w czasie ruchu. Na skutek licznych, stale zmieniających się czynników występujących w czasie eksploatacji, wymagane (dla danych warunków ruchu i obciążenia nosiwem) napięcie wstępne łańcucha prawie nigdy nie odpowiada napięciu wstępnemu zadanemu. Ponieważ w przenośnikach ścianowych warunki eksploatacyjne ulegają ciągłej zmianie, napięcie wstępne łańcucha powinno być do nich dostosowywane, a osiągnąć to można tylko przez regulację automatyczną. Producenci przenośników ścianowych oferują obecnie możliwość wyposażenia przenośnika w napęd z rynną teleskopową, dający możliwość bezstopniowej zmiany długości konturu łańcuchowego przez przesuwanie kadłuba napędu. Ze względu na stosowanie w napędach pomocniczych (zwrotnych) wyłącznie pojedynczych zespołów napędowych, rynny teleskopowe za pomocą siłownika hydraulicznego przesuwają najczęściej kadłub tego napędu. Przenośnik zgrzebłowy ścianowy wyposażony w układ nadążnego napinania łańcucha zgrzebłowego powinien w czasie pracy w wyrobisku ścianowym stale rejestrować i analizować takie parametry pracy, które pozwolą na wypracowanie sygnału sterującego siłownikiem hydraulicznym w rynnie teleskopowej umieszczonej w napędzie pomocniczym. Zadaniem siłownika jest takie przemieszczenie kadłuba napędu pomocniczego, aby uzyskać pożądaną wartość napięcia wstępnego łańcuchów. Utworzony algorytm sterowania nadążnym napinaniem łańcucha, który nazwano ASTEN, składa się z dwóch modułów: ASTEN/C i ASTEN/P. Moduł ASTEN/C analizuje sygnały sterujące z czujników zwisu łańcucha w napędzie głównym oraz z czujników położenia zgrzebeł w napędzie pomocniczym. Z analizy kombinacji wszystkich sygnałów z czujników zwisu łańcucha przy zbieganiu z bębna napędu głównego oraz czujników położenia zgrzebeł umieszczonych w miejscu zbiegania łańcucha z bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym do algorytmu sterowania nadążnym napinaniem łańcucha zgrzebłowego wchodzą sygnały logiczne informujące o stanie napięcia łańcucha w miejscach jego zbiegania z bębnów napędowych. Algorytm ten uśrednia sygnały wejściowe i co tC sekund wylicza wartość przesunięcia kadłuba napędu na podstawie podanych parametrów przenośnika. Moduł ASTEN/P analizuje sygnały z przekładników prądowych. Wzrost obciążenia napędów przenośnika wywołany jest głównie wzrostem oporów przesuwania urobku. Wydłużenia sprężyste łańcucha zgrzebłowego w zasadniczy sposób wynikają z obciążenia przenośnika oporami przesuwania urobku w stronę napędu głównego, które zależne są od masy urobku na przenośniku i sposobu jej rozłożenia na długości przenośnika, współczynnika oporów tarcia urobku o rynnę, kąta podłużnego nachylenia rynnociągu w wyrobisku i zmienności tego kąta na długości przenośnika. Ten moduł algorytmu wyznacza wartość przesunięcia kadłuba napędu spowodowanego wzrostem obciążenia silników napędowych co tP sekund. W pracy zaprezentowano wyniki badań komputerowych, z wykorzystaniem własnego modelu matematycznego przenośnika ścianowego z napędem głównym i pomocniczym wyposażonego w rynnę teleskopową oraz układ automatycznej regulacji napięcia wstępnego łańcucha zgrzebłowego za pomocą algorytmu ASTEN. Algorytm ASTEN reaguje na zmiany wydłużeń łańcucha zgrzebłowego związane ze zmianą konfiguracji trasy przenośnika oraz spowodowane zmiennym obciążeniem urobkiem węglowym wynikającym ze współdziałania z maszyną urabiającą.

3

Dobór czasów realizacji sekwencji rozruchowej algorytmu sterowania ASTEN w przenośniku ścianowym

Dolipski M., Cheluszka P., Remiorz E., Sobota P.

Transport Przemysłowy i Maszyny Robocze

|

2014

|

Nr 1

37--41

PL

Działanie wysoko wydajnych przenośników zgrzebłowych charakteryzuje się występowaniem znacznych obciążeń dynamicznych w łańcuchu zgrzebłowym I w układach napędowych. Na skutek występujących oporów ruchu, zmiennego obciążenia urobkiem węglowym oraz drgań mechanicznych łańcuch ulega wydłużeniom sprężystym i bardzo często luzuje się w miejscu zbiegania z bębna łańcuchowego. Stosowane obecnie przenośniki zgrzebłowe powinny więc być wyposażone w układy nadążnego napinania łańcucha zgrzebłowego. Innowacyjny algorytm sterowania nadążnym napinaniem łańcucha zgrzebłowego ASTEN został opracowany w Instytucie Mechanizacji Górnictwa Wydziału Górnictwa i Geologii Politechniki Śląskiej. W artykule przedstawiono sekwencję pracy algorytmu sterowania nadążnym napinaniem łańcucha zgrzebłowego ASTEN. Dokonano doboru czasu trwania sekwencji rozruchowej przenośnika oraz czasów aktywności modułów ASTEN/G i ASTEN/P.

EN

Operation of high-performance scraper face conveyors is characterized by considerably high value of dynamic loads in chain and drive systems. As a result of motion resistance, varying load of a top strand and mechanical vibrations the scraper chain udergoes elastic elongation and often slackens in the run of point from the sprocket drum. Currently used scraper face conveyors should therefore be equipped with automatic follow-up chain tension systems. An innovative algorithm of follow-up scraper chain tension control system ASTEN was developed at the Institute of Mining Mechanization, Faculty of Mining and Geology, Silesian University of Technology. The sequence of operation of the control algorithm ASTEN has been presented in this paper. The selection of a face conveyor start-up sequence duration as well as activity times of ASTEN/C i ASTEN/P modules have also been presented.

4

Wpływ konfiguracji napędów na obciążenie łańcucha zgrzebłowego w miejscu zbiegania z bębna napędu zwrotnego w przenośniku ścianowym

Sobota P., Bujnowska A.

Mechanizacja i Automatyzacja Górnictwa

|

2014

|

R. 52, nr 1

9--14

PL

Konieczność dojazdu kombajnu ścianowego do końca ściany przy napędzie zwrotnym wymusza zastosowanie rozwiązań konstrukcyjnych skracających długość kadłuba napędu zwrotnego. Łańcuch zgrzebłowy zbiegający z bębna łańcuchowego napędu zwrotnego wprowadzany jest na krótkim odcinku do gałęzi górnej rynnociągu przez ślizgi prowadzące zgrzebła. Docisk zgrzebeł do ślizgów prowadzących powoduje wzrost oporów ruchu łańcucha oraz zużywanie się ślizgów i wzrost ich temperatury. Jednym z najprostszych sposobów znaczącego zmniejszenia zużycia ślizgów może być zastosowanie w ścianowych przenośnikach zgrzebłowych zamiast trzech, tylko dwóch zespołów napędowych – po jednym w napędzie wysypowym i w napędzie zwrotnym, przy tej samej mocy sumarycznej zainstalowanej w przenośniku. Z analizy rozkładu wartości obciążeń statycznych wzdłuż konturu łańcucha zgrzebłowego wynika możliwość zmniejszenia wartości siły w łańcuchu zbiegającym z bębna napędu zwrotnego, co jest zaletą takiej konfiguracji napędów.

EN

Due to the fact that the cutter loader needs to get to the end of the face at the reversible drive, it is necessary to apply solutions that would shorten the body of the reversible driving set. The conveyor chain which leaves the drum of the reversible driving set is put, along its short section, into the upper branch of the pan line through the runners which come out of the scraper. The pressure between the scrapers and the runners increases the motion resistance of the chain, the wear of the runners and their temperature. One of the simplest methods to reduce the wear of runners is to use only two driving sets, instead of three, in longwall conveyors: one in the discharge driving set and one in the reversible driving set, with the same aggregate power installed in the conveyor. The analysis of the distribution of static load values along the contour of the conveyor chain shows that it is possible to reduce the force value in the chain which leaves the drum of the reversible driving set. This is the main advantage of this configuration of drives.

5

Dynamics of non-uniformity loads of AFC Drives

Dolipski M., Remiorz E., Sobota P.

Archives of Mining Sciences

|

2014

|

Vol. 59, no. 1

155--168

EN

The length of armoured face conveyors currently used in hard coal mines most often ranges between 200 m and 300 m. The machines are equipped with a main and auxiliary drive. Asynchronous motors mounted in conveyor drives feature the capacity of several hundreds of kilowatts. The non-uniform distribution of loads onto individual drives is observed in practice. The numerical value of loads distribution onto the individual armoured face conveyor drives is represented by a drive load distribution factor. It is defined as a ratio between the load of an electric motor installed in a given drive and the total conveyor load. The article presents a physical armoured face conveyor model intended for examining dynamic phenomena influencing the load non-uniformity of drives. Motion in this physical model is described with the system of (4 · j + 5) non-linear ordinary differential quotations of the second order. A mathematical model is obtained by adding functions describing the interwork of sprocket drums with chains and functions approximating the mechanical characteristics of asynchronous motors powered by means of frequency inverters. A large number of computer simulations was performed using this model enabling to study the impact on the load non-uniformity of drives of such parameters as motor slip, motor supply voltage drop, variations in supply voltage frequency, differences in the gear ratio of transmissions and differentiation in the pitch of scraper chain links along the chain contour.

PL

Długość przenośników zgrzebłowych ścianowych stosowanych obecnie w kopalniach węgla kamiennego najczęściej mieści się w przedziale od 200 m do 300 m. Maszyny te wyposażone są zawsze w napęd główny i pomocniczy, przy czym pierwszy z nich wyniesiony jest do chodnika podścianowego. Silniki napędowe o mocy kilkuset kilowatów napędzają bęben łańcuchowy przez sprzęgło i przekładnię zębatą. Z kolei bębny łańcuchowe poruszają łańcuch zgrzebłowy, który tworzą dwa środkowe łańcuchy ogniwowe ze zgrzebłami przymocowanymi do ogniw poziomych łańcuchów. Ze względu na znaczne wydłużenia sprężyste łańcucha zgrzebłowego obciążonego urobkiem węglowym, konieczne jest jego wstępne napinanie. W zależności od wartości napięcia wstępnego łańcucha zgrzebłowego, oporów ruchu w gałęzi górnej i dolnej przenośnika oraz występujących drgań wzdłużnych, łańcuch może się znajdować w jednym z trzech stanów dynamicznych: w stanie stałego luzowania, w stanie okresowego luzowania lub w stanie nieluzowania. W przenośnikach ścianowych obserwuje się nierównomierny rozdział obciążeń na poszczególne napędy. Jego liczbową miarą jest współczynnik rozdziału obciążenia napędu. Jest on definiowany, jako stosunek obciążenia silnika elektrycznego zainstalowanego w danym napędzie do całkowitego obciążenia przenośnika (wzory 1 i 2). W praktyce niemożliwa staje się eliminacja wszystkich przyczyn nierównomiernego obciążenia napędu głównego i pomocniczego w przenośniku ścianowym. Wobec tego podejmuje się działania mające na celu wyrównywanie obciążeń napędów poprzez sterowanie wybranymi parametrami techniczno-ruchowymi przenośnika ścianowego. Badania komputerowe za pomocą własnego modelu dynamicznego wykazały, że jest to możliwe. Tymi parametrami są częstotliwości napięcia zasilania silników asynchronicznych, które powodują zmiany prędkości kątowych bębnów łańcuchowych. W artykule przedstawiono model fizyczny ścianowego przenośnika zgrzebłowego przeznaczony do badania zjawisk dynamicznych wpływających na nierównomierność obciążenia napędów (rys. 1). Opis ruchu w tym modelu fizycznym tworzy układ (4 · j + 5) nieliniowych równań różniczkowych zwyczajnych drugiego rzędu. Dokładając do tego funkcje opisujące współdziałanie bębnów łańcuchowych z łańcuchami oraz funkcje aproksymujące charakterystyki mechaniczne silników asynchronicznych zasilanych za pomocą przemienników częstotliwości (wzory od 3 do 9) otrzymuje się model matematyczny. Za pomocą tego modelu matematycznego wykonano dużą liczbę symulacji komputerowych umożliwiających badanie wpływu takich parametrów jak poślizg silnika, spadek napięcia zasilania silnika, zmiana częstotliwości napięcia zasilającego, różnica w przełożeniu reduktorów i zróżnicowanie podziałek ogniw łańcucha zgrzebłowego wzdłuż konturu łańcuchowego na nierównomierność obciążenia napędów. Na rysunkach od 4 do 10 pokazano wybrane charakterystyki czasowe przedstawiające wpływ wyżej wymienionych parametrów na nierównomierność obciążenia napędów w przenośniku ścianowym.

6

Wyrównywanie obciążeń dynamicznych napędów w przenośnikach ścianowych

Dolipski M., Remiorz E., Sobota P.

Transport Przemysłowy i Maszyny Robocze

|

2013

|

Nr 3

19--23

PL

W czasie eksploatacji przenośników zgrzebłowych w wyrobiskach ścianowych występuje często nieprawidłowy rozdział mocy pobieranej przez silniki napędowe, co prowadzi do nierównomiernego obciążenia wszystkich elementów układów napędowych oraz bardzo często do Ich przeciążenia. Ze względu na praktyczny brak możliwości eliminacji przyczyn nierównomiernego rozdziału mocy pobieranej przez silniki napędowe, przenośniki ścianowe powinny być wyposażone w odpowiednie układy automatyki wyrównujące obciążenia napędów. Układy te powinny zmieniać prędkości kątowe bębnów łańcuchowych poprzez zmianę częstotliwości napięcia zasilania silników napędowych. W artykule przedstawiono wyniki badań komputerowych, wykonanych za pomocą własnego modelu matematycznego przenośnika zgrzebłowego z silnikami zasilanymi z przemienników częstotliwości napięcia.

EN

Abnormal distribution of power consumed by drives occurs often during scraper conveyors operation in longwalls. This leads to non-uniform loads of all elements of drive systems and very often to their overload. Because of the practical impossibility of eliminating the causes of non-uniform distribution of power consumed by drive motors, scraper conveyors should be equipped with appropriate automation systems to compensate drives loads. These systems should change the angular velocities of sprocket drums by varying the frequency of drive motors supply voltage. The results of computer aided investigations carried out with the aid of our mathematical model of a scraper conveyor with motors supplied from frequency converters have been presented in this paper.

7

Analysis of the longwall conveyor chain based on a harmonic analysis

Michalak M., Sikora M., Sobczyk J.

Eksploatacja i Niezawodność

|

2013

|

Vol. 15, no. 4

332--336

EN

This paper describes the use of harmonic analysis in the analysis of a longwall conveyor chain. Correct and stable operation of the chain is connected both with the safety of the work and the economic performance of the transportation process. The aim of the study was to show the ability to detect changes in conveyor work related to damage or improperly conducted procedure of chain length changing. Observation of the conveyor chain work was to monitor the power consumption of the three motors driving the conveyor. The analysis included nearly 26 000 startups have been reported within 20 months of the conveyor work. This paper describes the initial stage of raw measurement data analysis, and analysis of data transformed by the Fourier transform. As a result of the data analysis, diagnostic procedures allowing to signal deviations from the conveyor normal conditions were proposed.

PL

Artykuł opisuje zastosowanie analizy harmonicznej do analizy stanu łańcucha przenośnika ścianowego. Poprawna i stabilna praca łańcucha wiąże się zarówno z bezpieczeństwem prowadzenia prac jak i ekonomiczną wydajnością procesu. Celem przeprowadzonych badań było wskazanie możliwości wykrywania zmian pracy przenośnika związanych z uszkodzeniem bądź przeprowadzoną w sposób nieprawidłowy procedurą zmiany długości łańcucha. Obserwacja pracy łańcucha przenośnika polegała na monitorowaniu poboru prądu przez trzy silniki napędzające przenośnik. Analizie poddano blisko 26 000 uruchomień, jakie odnotowano w okresie 20 miesięcy pracy przenośnika. W pracy opisano etap wstępnej analizy surowych danych pomiarowych, a także analizy danych przekształcony transformacją Fouriera. W rezultacie analizy danych zaproponowano procedury diagnostyczne pozwalające sygnalizować odstępstwa od normalnych warunków pracy przenośnika.

8

Determination of the friction work of a link chain interworking with a sprocket drum

Sobota P.

Archives of Mining Sciences

|

2013

|

Vol. 58, no. 3

805--822

EN

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.

PL

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).

9

Determination of dynamic loads of sprocket drum teeth and seats by means of a mathematical model of the longwall conveyor

Dolipski M., Remiorz E., Sobota P.

Archives of Mining Sciences

|

2012

|

Vol. 57, no. 4

1101--1119

EN

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.

PL

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.

10

Wybrane problemy doboru automatyki zabezpieczeniowej i zasilania silników przenośników ścianowych na napięcie 3300 V w wysoko wydajnych kompleksach ścianowych

Boroń S.

Mechanizacja i Automatyzacja Górnictwa

|

2007

|

R. 45, nr 11

10-15

PL

W artykule przedstawiono wybrane problemy projektowania sieci przodkowych o napięciu powyżej 1 kV. Szczególną uwagę zwrócono na wpływ rodzaju zastosowanego układu napędowego przenośnika ścianowego na możliwości doboru sieci zasilającej wysoko wydajny kompleks ścianowy.

EN

The chosen problems of design engineering of face networks of voltage above 1 kV have been presented in the paper. It has been paid particular attention to impact of a type of used driving system for AFC on selection of supply network of a high-duty coal face system.

11

Analiza pracy silników przenośników ścianowych - propozycje raportów i wizualizacji

Sikora M., Michalak M.

Mechanizacja i Automatyzacja Górnictwa

|

2007

|

R. 45, nr 5

17-26

PL

W artykule opisano jak proste analizy statystyczne mogą być pomocne w opracowaniu nowych metod wizualizacji i raportowania pracy urządzeń. Przedstawiono wyniki analizy silników napędzających przenośniki ścianowe w kopalniach węgla kamiennego. Dla istniejącego systemu wizualizacji pracy kompleksu ścianowego zaistniała konieczność opracowania nowych funkcji, których zadaniem będzie dostarczanie informacji o stanie diagnostycznym monitorowanych urządzeń. Analiza danych historycznych dostarczyła informacji o tym, jak powinny wyglądać raporty będące wynikiem działania nowych funkcji. Analiza wykazała również, że system realizujący funkcje raportowania powinien być dostosowany do każdej kopalni (wyrobiska) oddzielnie.

EN

The paper shows how far the simple statistic analyses may by helpful for development of new methods of visualization and reporting of operation of the devices. The results of the analysis of operation of the motors driving the face conveyors in the hard coal mines have been presented in the paper. The need for development of new functions aimed at providing with information on diagnostics state of the equipment to be monitored has been occurred for existing visualisation system of operation of a coal face system. The analysis of the historical data has given the information on that how the reports resulted from operation of the new functions should look. The analysis nas shown as well that the reporting system should be adapted to requirements of each mine (working) separately.

12

Ułatwienie rozruchu przenośnika ścianowego dzięki zastosowaniu układu NRW

Dolipski M., Remiorz E.

Zeszyty Naukowe. Górnictwo / Politechnika Śląska

|

2004

|

z. 260

299-308

PL

Istotną przyczyną występowania w przenośnikach ścianowych ciężkich i nieskutecznych rozruchów jest zadanie łańcuchowi nadmiernej wartości napięcia wstępnego łańcuchów. Skuteczną metodą ułatwienia rozruchu ścianowego przenośnika zgrzebłowego jest w takim przypadku zastosowanie układu nadążnej zmiany resztowego napięcia wstępnego łańcuchów (układu NRW). W artykule przedstawiono wyniki symulacji komputerowych przeprowadzonych za pomocą utworzonego modelu dynamicznego przenośnika ścianowego wyposażonego w układ NRW.

EN

The essential cause of occurrence of heavy or ineffective start-up phenomenon in face conveyors is to set excessive value of initial chain tension. In such a case an effective method of facilitation of face conveyor start-up is the application of an automatic residual initial chain tension follow-up system (NRW system). The results of computer aided investigations with the application of dynamical model of face conveyor equipped with NRW system have been presented in this paper.

13

Wybór konfiguracji układu nadążnej zmiany resztowego napięcia wstępnego łańcuchów w przenośniku ścianowym

Dolipski M., Remiorz E.

Zeszyty Naukowe. Górnictwo / Politechnika Śląska

|

2002

|

z. 255

87-97

PL

W referacie przedstawiono wyniki badań komputerowych przenośnika ścianowego wyposażonego w układ nadążnej zmiany resztowego napięcia wstępnego łańcuchów (NRW). Wyniki tych badań były podstawą wyboru optymalnej konfiguracji układu NRW. Podano zalecane prędkości przesuwania kadłuba napędu w czasie zmiany długości konturu łańcuchowego oraz sposób konfiguracji układu NRW w zależności od miejsca występowania luzów międzyogniowych w łańcuchu.

EN

Results of the computer-aided investigations of and armoured face conveyor equipped with a follow-up system for chaining the residual pretension of chains (NRW) are presented in the paper. These results provided the basis that allowed the optimum configuration of the NRW system to be selected. The paper contains also the recommended displacement speeds of a drive body when changing the length of chain contour as well as a method for the NRW system configuration according to a place in which interlink clearances.