Wyniki wyszukiwania - BazTech

1

Significance of cutting process parameters as related to improving dynamic state of roadheader and minimizing power consumption

Cheluszka P., Dolipski M., Sobota P.

Mining – Informatics, Automation and Electrical Engineering

|

2017

|

R. 55, nr 2

59--68 [tekst ang.], 69--79 [tekst pol.]

EN

The process of mechanical excavation, especially that of hard rocks, is very dynamic. This results in heavy loads and vibrations in the cutting system of a roadheader, the drive units of the mechanism related to the excavation process, and the load-carrying structure of the roadheader. The ad verse dynamic state that stems from excessive dynamic loads or even overloading will cause a high failure rate in the roadheader and low efficiency of its operational process (high energy consumption, low productivity), thus leading to high costs of driving tunnels using the mining method involving roadheaders. This article presents selected results of extensive computer studies on the impact of cutting process conditions on the dynamic state of a boom-type roadheader equipped with transverse cutting heads and on the energy consumed during the excavation process. On one hand, cutting process conditions result from properties of an excavated rock material and, on the other hand, from process parameter values set up during the excavation of tunnels. Simulation studies conducted using experimentally verified mathematical models made it possible to identify relationhips that link dynamic loads of the body of a boom-type roadheader and energy needed for mining to the cutting process parameters of rocks with different compressive strengths. The regulation properties obtained in this way show the possibility of reducing dynamic loads of the roadheader through the proper control of cutting process parameters, including the angular speed of the cutting heads. By equipping the roadheader with a cutting head inverter drive system, it is possible to adjust the speed to the cutting process conditions by changing the supply voltage frequency of an asynchronous motor installed in the roadheader's cutting system.

PL

Proces urabiania mechanicznego (zwłaszcza skał zwięzłych) cechuje się dużą dynamiką. Skutkiem tego jest silne obciążenie i drgania w układzie urabiania kombajnu chodnikowego, napędach mechanizmów związanych z realizacją tego procesu oraz ustroju nośnym kombajnu. Niekorzystny stan dynamiczny wynikający z nadmiernego obciążenia dynamicznego czy nawet przeciążeń będzie prowadzić do zwiększonej awaryjności kombajnu, niskiej efektywności realizowanego przezeń procesu roboczego (wysokiej energochłonności, małej wydajności), a przez to – wysokich kosztów drążenia wyrobisk korytarzowych lub tuneli techniką kombajnową. W artykule zaprezentowano wybrane wyniki obszernych badań komputerowych wpływu warunków realizacji procesu urabiania na stan dynamiczny wysięgnikowego kombajnu chodnikowego oraz moc zużywaną do realizacji procesu urabiania. Warunki realizacji tego procesu wynikają z jednej strony z własności urabialnego ośrodka skalnego, z drugiej zaś – z wartości parametrów procesu, zadanych w trakcie urabiania powierzchni czoła przodku. Przeprowadzone badania symulacyjne z wykorzystaniem zweryfikowanych doświadczalnie modeli matematycznych umożliwiły określenie relacji wiążących obciążenie dynamiczne nadwozia wysięgnikowego kombajnu chodnikowego i moc na urabianie z parametrami procesu urabiania skał o różnej wytrzymałości na ściskanie. Uzyskane w ten sposób charakterystyki regulacyjne wskazują możliwości redukcji obciążeń dynamicznych kombajnu chodnikowego w wyniku odpowiedniego sterowania parametrami procesu urabiania, w tym – prędkością kątową głowic urabiających. Dzięki wyposażeniu kombajnu w napęd przekształtnikowy głowic urabiających możliwe jest dostosowanie (regulacja) tej prędkości do warunków realizacji procesu urabiania przez zmianę częstotliwości napięcia zasilania silnika asynchronicznego zainstalowanego w układzie urabiania kombajnu chodnikowego.

2

New computer simulation procedure of heading face mining process with transverse cutting heads for roadheader automation

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

Archives of Mining Sciences

|

2017

|

Vol. 62, no. 1

83--104

EN

The key working process carried out by roadheaders is rock mining. For this reason, the mathematical modelling of the mining process is underlying the prediction of a dynamic load on the main components of a roadheader, the prediction of power demand for rock cutting with given properties or the prediction of energy consumption of this process. The theoretical and experimental investigations conducted point out – especially in relation to the technical parameters of roadheaders used these days in underground mining and their operating conditions – that the mathematical models of the process employed to date have many limitations, and in many cases the results obtained using such models deviate largely from the reality. This is due to the fact that certain factors strongly influencing cutting process progress have not been considered at the modelling stage, or have been approached in an oversimplified fashion. The article presents a new model of a rock cutting process using conical picks of cutting heads of boom-type roadheaders. An important novelty with respect to the models applied to date is, firstly, that the actual shape of cuts has been modelled with such shape resulting from the geometry of the currently used conical picks, and, secondly, variations in the depth of cuts in the cutting path of individual picks have been considered with such variations resulting from the picks’ kinematics during the advancement of transverse cutting heads parallel to the floor surface. The work presents examples of simulation results for mining with a roadheader’s transverse head equipped with 80 conical picks and compares them with the outcomes obtained using the existing model.

PL

Urabianie skał jest zasadniczym procesem roboczym realizowanym przez kombajny górnicze. Modelowanie matematyczne tego procesu stanowi dlatego podstawę predykcji obciążenia dynamicznego głównych podzespołów kombajnu, prognozowania zapotrzebowania mocy do urabiania skał o określonych własnościach oraz jego energochłonności. Prowadzone badania teoretyczne i doświadczalne wskazują, w szczególności w odniesieniu do parametrów technicznych obecnie stosowanych w górnictwie podziemnym kombajnów chodnikowych oraz warunków ich eksploatacji, że wykorzystywane dotychczas modele matematyczne procesu urabiania mają wiele ograniczeń, a uzyskiwane z ich wykorzystaniem wyniki w wielu wypadkach istotnie odbiegają od rzeczywistości. Wynika to z nieuwzględnienia na etapie modelowania pewnych czynników silnie wpływających na przebieg procesu urabiania, bądź traktowanie ich w mocno uproszczony sposób. W artykule zaprezentowano nowy model procesu urabiania skał nożami stożkowymi głowic urabiających wysięgnikowych kombajnów chodnikowych. Istotną nowością w stosunku do dotychczas stosowanych modeli jest zamodelowanie rzeczywistego kształtu skrawów wynikającego z geometrii noży stożkowych oraz uwzględnienie zmienności głębokości skrawów na drodze skrawania poszczególnych noży, wynikającej z kinematyki noży podczas przemieszczaniu poprzecznych głowic urabiających równolegle do spągu. W pracy zamieszczono przykładowe wynik symulacji urabiania głowicą poprzeczną kombajnu chodnikowego wyposażoną w 80 noży stożkowych oraz ich porównanie z wynikami uzyskanymi z wykorzystaniem dotychczas stosowanego modelu.

3

Komputerowe badania poprzecznych głowic urabiających kombajnów chodnikowych

Dolipski M., Cheluszka P., Sobota P.

Budownictwo Górnicze i Tunelowe

|

2016

|

nr 1

1--14

PL

Zredukowanie prędkości obrotowej głowic urabiających może pozwolić na urabianie przy większych prędkościach ich przemieszczania. Do osiągnięcia tego celu niezbędna jest znajomość obciążenia głowic urabiających i układu urabiania kombajnu chodnikowego w zależności od prędkości obrotowej głowic urabiających i prędkości ich przemieszczania. Przeprowadzono obszerne badania komputerowe z wykorzystaniem programu KREON v. 1.2, które pozwoliły wyznaczyć charakterystyki regulacyjne czterech wytypowanych głowic stosowanych do urabiania skał w polskim górnictwie węgla kamiennego.

EN

Rotary speed reduction of cutting heads may allow for rock winning at the higher speeds of their transfer. In order to achieve this it is necessary to know the load of cutting heads and the arrangement of the mining system of the roadheader depending on the rotary speed of the cutting heads and the speed of their transfer. Extensive computer studies with the use of KREON v.l.2 software were used, which helped to determine the control characteristics of four selected heads used for rocks mining in the Polish hard coal mining.

4

Wydział Górnictwa i Geologii Politechniki Śląskiej w roku jubileuszu 65–lecia

Dolipski M., Strzałkowski P.

Archives of Mining Sciences

|

2016

|

Vol. 61, no. 1

3--13

EN

The information about history, current activities and education of the Faculty of Mining and Geologyof the Silesian Technical University have been presented in the paper. The Faculty of Mining and Geology was founded in 1950. This is one of the oldest and largest faculties of Silesian Technical University. The Faculty has full academic rights in the scientific discipline of mining and geological engineering. Currently the Faculty of Mining and Geology educates engineers and conducts scientific works in all fields connected with innovative mining engineering: • prospecting and identification of mineral resources with using geographic database systems, • economically effective minerals extraction in consideration of advanced mining and information technologies, • use of energy – efficient and reliable mining machinery equipped with automatic monitoring and control systems, • observance of all safety requirements with the use of computer aided methods (including artificial intelligence), • protection of the natural environment in the vicinity of mining companies in consideration of the biological and urban infrastructure. The Faculty consists of three Institutes and three Chairs. All of the Institutes and Chairs employ highly qualified specialists and are equipped with modern research laboratories, enabling the performance of research works and projects commissioned by the mining industry. At present about 3 thousand persons are studying at our Faculty in full time and part time systems of education on 2 fields of study: Mining and Geology and Safety Engineering and 14 specializations.

5

Komputerowe badania wpływu parametrów ruchowych głowic urabiających na obciążenie układu urabiania kombajnu chodnikowego

Dolipski M., Cheluszka P., Sobota P., Bujnowska A.

Cuprum : czasopismo naukowo-techniczne górnictwa rud

|

2015

|

nr 3

131--142

PL

Kombajny chodnikowe stosowane w polskim górnictwie węgla kamiennego do drążenia wyrobisk korytarzowych wyposażone są w poprzeczne głowice urabiające różnych typów. Wielkość głowic, kształt pobocznicy, liczba i sposób rozmieszczenia noży na pobocznicy głowicy zależą przy tym od wielkości kombajnu chodnikowego, mocy zainstalowanej w jego układzie urabiania oraz przewidywanej wytrzymałości skał, do urabiania których głowice są przeznaczone. Obciążenie głowic urabiających i układu urabiania kombajnu chodnikowego zależą ponadto od parametrów ruchowych głowic urabiających, w tym przede wszystkim: prędkości obrotowej głowic urabiających i prędkości ich wychylania oraz parametrów skrawanej warstwy. Do symulacji procesu urabiania głowicami poprzecznymi kombajnu chodnikowego wykorzystano model matematyczny procesu urabiania, zaimplementowany w programie KREON v.1.2. Badania komputerowe doprowadziły do wyznaczenia zależności: momentu sił obciążenia głowic, mocy i energochłonności urabiania od parametrów ruchowych głowic.

EN

The roadheaders used in the Polish hard coal industry for drilling dog headings are equipped with transverse cutting heads of various types. The size of heads, the shape of the side surface, the number and method of picks positioning on the side surface of the head depend on the roadheader size, installed capacity of its cutting system and the predicted strength of rocks for mining which the heads are intended. The load of cutting heads and of the roadheader cutting system is also dependent on the operating parameters of cutting heads, including most of all: rotational speed of cutting heads and their deflection speed and on the parameters of the mined layer. A mathematical model of a mining process implemented in KREON v.1.2 software was employed to simulate the process of cutting with roadheader transverse heads. The following dependencies were determined as a result of the computer studies: moment of force of the heads’ load, power and energy consumption of cutting depending on operating parameters of heads.

6

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.

7

Numerical tests of roadheader’s boom vibrations

Dolipski M., Cheluszka P., Sobota P.

Vibrations in Physical Systems

|

2014

|

Vol. 26

65--72

EN

The work presents a dynamic model of a telescopic boom of a roadheader. The boom represents a load–carrying structure of cutting heads and of their drive system. Together with the cutting heads’ drive, it represents a cutting system of a roadheader performing the roadheader’s basic function, that is cutting the heading face. A physical model with a discrete structure was created for the purpose of analysing the vibrations accompanying the operation of a roadheader. Due to the design of the telescopic boom, three vibrating masses are distinguished in this model concentrated in the centre of gravity of rigid bodies representing: the fixed part of the boom, the extendable part (telescope) and a reduction gear (with transverse cutting heads mounted in the output shaft journals) fitted to the extendable part of the boom. It is a spatial model with 18 degrees of freedom. The mathematical model established was used in simulation tests the aim of which was to identify the value and sources of vibrations in the selected structural nodes of the boom during the performance of a working process. The excitation of vibrations is an effect of a computer simulation of the rock cutting process with transverse heads with the set stereometry. The article presents selected results of numerical tests using the established dynamic model.

8

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.

9

Zmiany obciążeń łańcucha w przenośniku zgrzebłowym z rynną teleskopową

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

Przegląd Górniczy

|

2014

|

T. 70, nr 5

97--100

PL

Napinanie wstępne łańcucha zgrzebłowego w przenośnikach ścianowych realizowane jest najczęściej przez okresowe skracanie lub wydłużanie łańcucha o kilka ogniw. Producenci przenośników ścianowych oferują obecnie możliwość wyposażenia przenośnika w napęd z rynną teleskopową, dający możliwość bezstopniowej zmiany długości konturu łańcuchowego przez przesuwanie kadłuba napędu. Dla wyznaczenia przyrostu wartości siły w łańcuchu, dla danej wartości wydłużeń sprężystych łańcucha, niezbędna jest znajomość długości przenośnika zgrzebłowego i sztywności łańcuchów ogniwowych. Ze względu na zależność sztywności łańcucha od wartości obciążenia próbnego łańcucha i jego wydłużenia przy tym obciążeniu, można dla każdego przenośnika przyjąć bazową wartość wysunięcia tłoczyska siłownika rynny teleskopowej odpowiadającą przyrostowi części obciążenia próbnego łańcucha.

EN

Initial stretching of the scraper chain in armoured face conveyors (AFC) is implemented by periodical shortening or leng-thening of the chain by a few links. The Currently, manufacturers of face conveyors offer a solution to equip the conveyor with drive with telescopic gutter, giving the opportunity to continuously change the chain contour length by moving the błock of the drive. Indicating the increase of force value in the chain for a given value of elastic elongations of the chain, it is necessary to know the lengths of the scraper conveyor and the stiffness of coil chain. Due to the relation between chain stiffness and the testing load value of the chain plus its elongation, it is reasonable to assume a base value for the extended piston rod of the telescopic gutter cylinder, which may correspond to the increase of the part of the chain testing load.

10

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.

11

Modyfikacja konstrukcji bębnów łańcuchowych przeznaczonych do ścianowych przenośników zgrzebłowych

Dolipski M., Cheluszka P., Remiorz E., Sobota P., Budziński M., Tytko S.

Wiadomości Górnicze

|

2013

|

R. 64, nr 1

22--27

PL

W artykule przedstawiono istotę oraz rozwiązanie techniczne bębnów łańcuchowych, cechujących się zmodyfikowaną geometrią zarysu gniazd, mającą na celu poprawę ich trwałości przy założonym kierunku obrotów bębna łańcuchowego wynikającym z kierunku transportowania urobku. Z symulacji komputerowych współdziałania bębna konwencjonalnego i o zmodyfikowanym zarysie z łańcuchem o wydłużonych podziałkach ogniw - dla różnych warunków tarcia - wynika, że zmiana zarysu powoduje zmniejszenie wartości pracy tarcia na dnie gniazda oraz zmniejszenie możliwości wystąpienia poślizgu ogniwa poziomego na flance zęba.

EN

The paper presents the essence and the technical solutions of the chain drums, characterized by a modified geometry of the profile of the seats, focused on improving of their life under the assumed direction of chain drum's rotation direction resulting from the direction of transported run-of-mine. From computer simulation of a co-operation of a conventional drum and a drum with modified profile with the chain of elongated pitch of links - for different friction conditions - it results that a change of the profile leads to a decrease in the value of operation friction on the bottom of the seat and reduces the possibility of slipping of a horizontal link on a tooth's flank.

12

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.

13

The relevance of the rotational speed of roadheader cutting heads according to the energy consumption of the cutting process

Dolipski M., Cheluszka P., Sobota P.

Archives of Mining Sciences

|

2013

|

Vol. 58, no. 1

3--19

EN

The article presents the outcomes of extensive computer investigations the purpose of which was to identify the impact of cutting heads’ rotational speed on the load applied on the cutting heads drive as well as on the efficiency and energy consumption of the cutting process. The investigations were performed based on a simulation of the rock cutting process within a wide range of rocks’ compressive strength with a roadheader transverse head equipped with 80 conical picks. Variations were taken into consideration in the rotational speed of the cutting heads and variations in the factors connected with the properties of the drives driving the cutting heads on the load condition of the cutting system and on the energy consumption of the cutting process. The computer simulations carried out indicate that a reduction is possible in the energy consumption of cutting the rocks with low workability by decreasing the cutting heads’ rotational speed thus preventing also the excessive load on the cutting heads drive. Possibilities are presented along with a concept of the heads‘ automatic speed adjustment according to the power utilised in the cutting process.

PL

W artykule przedstawione zostały wyniki obszernych badań komputerowych, których celem było określenie wpływu prędkości obrotowej głowic urabiających na obciążenie napędu głowic urabiających, wydajność oraz energochłonność procesu urabiania. Badania te przeprowadzone zostały w oparciu o symulację procesu urabiania skał w szerokim zakresie ich wytrzymałości na ściskanie głowicą poprzeczną kombajnu chodnikowego wyposażoną w 80 noży stożkowych. Uwzględniono przy tym wpływ sposobu zmiany prędkości obrotowej głowic urabiających oraz czynników związanych z właściwościami napędów realizujących ruch głowic urabiających na stan obciążenia układu urabiania oraz energochłonność procesu urabiania. Przeprowadzone symulacje komputerowe wskazują na możliwość redukcji energochłonności urabiania trudnourabialnych skał w wyniku obniżania prędkości obrotowej głowic urabiających, co przeciwdziała także nadmiernemu przeciążeniu napędu głowic urabiających. Wskazano możliwości oraz przedstawiono ideę układu automatycznej zmiany prędkości obrotowej głowic w oparciu o moc zużywaną do realizacji procesu urabiania.

14

Propozycje umacniania den gniazd bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych w celu polepszenia ich trwałości eksploatacyjnej

Dolipski M., Giza T., Sobota P.

Wiadomości Górnicze

|

2012

|

R. 63, nr 3

134--137

PL

Przedstawione propozycje umacniania den gniazd pozwalają zwiększyć odporność na zużycie ścierne gniazd, nie dopuszczając do przyspieszonego zużycia den gniazd i flanki zębów przed wytarciem. Dzięki zastosowaniu wkładek z materiałów trudno ścieralnych, korzystnie z węglików spiekanych wolframu w osnowie kobaltowej, w miejscach kontaktu ogniw poziomych z gniazdami bębna łańcuchowego, w których następuje ich wzajemne oddziaływanie, ogranicza się zużycie ścierne, nie dopuszczając do nieprawidłowego współdziałania ogniw z bębnem łańcuchowym.

EN

The presented proposals for reinforcement of the seats' bottoms permit to increase friction wear resistance of the seats, not allowing for accelerated wear of seats' bottoms and flank of the teeth against abrasion. Thanks to application of inserts from hard abrasive material, preferably from sintered carbides of tungsten in cobalt coating on the points of contact of the horizontal links with the seats of the chain drum, in which their interaction occurs, the friction wear is limited, preventing against the abnormal interaction of links with a chain drum.

15

Wytyczne do prawidłowej eksploatacji bębnów łańcuchowych w ścianowych przenośnikach zgrzebłowych

Dolipski M., Mikuła S., Remiorz E., Sobota P.

Mechanizacja i Automatyzacja Górnictwa

|

2012

|

R. 50, nr 12

15--24

PL

W artykule wskazano czynniki sprzyjające zmniejszeniu wartości sił działających na poszczególne elementy bębnów łańcuchowych i ograniczające intensywność ich zużycia. Dowiedziono, iż na żywotność bębnów łańcuchowych korzystnie wpływają: konfiguracja napędów z pojedynczym silnikiem napędowym w napędzie wysypowym i zwrotnym, zapewnienie właściwego napięcia wstępnego łańcucha zgrzebłowego, współdziałanie bębna z łańcuchem o maksymalnym wydłużeniu podziałek Delta/p/p = 2,5% oraz stosowanie bębnów łańcuchowych o jak największej liczbie zębów. Zauważono, iż w praktyce szczególne znaczenie mają dwie wielkości określające stopień zużycia ściernego bębnów: wzrost długości gniazd (zmniejszanie się grubości zębów) oraz obniżanie się położenia den gniazd bębna. Graniczne wartości zużycia ściernego dna gniazda i flanki roboczej zęba ustalono na podstawie geometrycznego kryterium położenia ogniwa poziomego w gnieździe bębna. Dla obydwóch wielkości liniowych zaproponowano przyjąć graniczne zużycie na poziomie 15% średnicy nominalnej pręta ogniwa łańcucha.

EN

The article features the factors stimulating the reduction of forces acting upon particular elements of chain drums and limiting their wear intensity. It was proved that the durability of chain drums is enhanced by: configuration of drives with a single motor in discharge driving sets and reversible driving sets, proper initial voltage of the conveyor chain, co-operation between the drum and chain with maximal extension of pitches Delta/p/p = 2.5%, and the use of chain drums with the highest possible number of teeth. It was observed that, in practice, there are two significant quantities determining the abrasion degree of the drums: longer sockets (thinner teeth) and lower bottom of the drum sockets. Boundary values of the abrasion of the socket bottom and tooth flank were determined based on the geometrical criterion of positioning the horizontal chain link in the drum socket. For both linear quantities it is proposed to adopt boundary wear on the level of 15% of the nominal diameter of the chain link rod.

16

Pomiary obciążeń dynamicznych ścianowego przenośnika zgrzebłowego w warunkach eksploatacyjnych

Dolipski M., Cheluszka P., Sobota P., Tytko S.

Mechanizacja i Automatyzacja Górnictwa

|

2012

|

R. 50, nr 2

13-19

PL

W artykule przedstawiono zagadnienie pomiaru obciążeń dynamicznych w wysoko wydajnym ścianowym przenośniku zgrzebłowym dla potrzeb wyznaczenia obciążenia bębnów łańcuchowych przenośnika zgrzebłowego oraz określenia ich sprawności. Opracowany został w tym celu układ do pomiaru i cyfrowej rejestracji charakterystyk dynamicznych napędów oraz łańcucha zgrzebłowego ścianowego przenośnika zgrzebłowego, o konstrukcji dostosowanej do warunków podziemnych wyrobisk górniczych. Pomiar obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym realizowany był przy tym jednocześnie w gałęzi nabiegającej i zbiegającej. Wykorzystane zostały w tym celu dedykowane ogniwa pomiarowe, stanowiące autonomiczny układ pomiarowo - rejestrujący. Konstrukcja ogniw pomiarowych zapewniała przy tym swobodny ruch łańcucha zgrzebłowego pomiędzy bębnami łańcuchowymi wzdłuż trasy przenośnika. Istotnym zagadnieniem, jakie musiało być tu rozwiązane, była synchronizacja wszystkich torów pomiarowych. Opracowany układ pomiarowy zaimplementowany został dla potrzeb badań eksploatacyjnych w przenośniku ścianowym zgrzebłowym RYBNIK 750, eksploatowanym w kopalni węgla kamiennego.

EN

The article presents the issue of measuring dynamic load in a high-efficiency chain conveyor with a view to determine the load of chain drums of the conveyor and their efficiency. To achieve this, a system was developed for the measurement and digital registration of dynamic characteristics of the drives and the chain of the chain conveyor, with the structure adapted to the underground conditions of a mining excavation. The measurements of the dynamic load in the chain conveyor were performed in the branch coming onto the chain and the one leaving the chain simultaneously. To perform this, dedicated measuring links were used as an independent measuring and registration system. The structure of the measuring links ensured free movements of the conveyor chain between the chain drums along the route of the conveyor. An important issue to solve was synchronization of all measuring lines. The developed measuring system was implemented for exploitation research in a RYBNIK 750 chain conveyor working in a hard coal mine.

17

Identyfikacja cech geometrycznych gniazd bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych

Dolipski M., Cheluszka P., Giza T., Sobota P.

Mechanizacja i Automatyzacja Górnictwa

|

2012

|

R. 50, nr 4

17-28

PL

Określenie wielkości oraz charakteru zużycia i identyfikacja obszarów bębnów łańcuchowych szczególnie narażonych na uszkodzenie, jest możliwe w oparciu o pomiary ich cech geometrycznych. Skomplikowana geometria gniazd sprawia, że nie jest to zadanie proste do realizacji, a stosowanie tradycyjnych metod i przyrządów pomiarowych jest mocno ograniczone. W artykule przedstawiono zagadnienie pomiaru cech geometrycznych bębnów łańcuchowych metodą stykową i metodą bezstykową. Metoda stykowa odbywała się za pomocą maszyny współrzędnościowej, a metoda bezstykowa za pomocą skanera optycznego. Przedstawione procedury pomiarowe umożliwiły identyfikację węzłów, najbardziej narażonych na zużycie w wyniku współdziałania z łańcuchem zgrzebłowym.

EN

It is possible to determine the volume and character of wear and to identify the areas of chain drums particularly susceptible to damages by measuring their geometric properties. The complicated geometry of seats makes this task difficult. Traditional measuring methods and equipment can be used to a limited extent. The article features the issue of measuring geometric properties of chain drums with the use of the contact method and non-contact method. The contact method is performed by means of a coordinate measuring machine, while the non-contact method by means of an optical scanner. The presented measuring procedures enabled to identify the nodes most vulnerable to wear due to interactions with the chain.

18

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.

19

Określenie obciążenia ogniw łańcucha i flanki zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z torusem tylnym ogniwa

Dolipski M., Remiorz E., Sobota P., Osadnik J.

Wiadomości Górnicze

|

2011

|

R. 62, nr 10

550-559

PL

W artykule przedstawiono model obliczeniowy dla fragmentu obrotu bębna łańcuchowego od zetknięcia się tylnego torusa ogniwa poziomego z flanką zęba do zetknięcia się przedniego torusa następnego ogniwa poziomego z dnem gniazda, umożliwiający: wyznaczenie reakcji między torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda, siły w punkcie styku ogniwa poziomego z poprzedzającym ogniwem pionowym oraz reakcji między torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba w funkcji siły nabiegającej na bęben. Określono wartość siły tarcia zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda.

EN

The article presents a computational model for the fragment of rotation of the chain drum from the contact of a rear torus of a horizontal link with a flank of tooth till the contact of the front torus of the next link with the bottom of the seat, the power at the point of contact of the horizontal link with a proceeding vertical link and the reaction between the rear torus of horizontal link and the tooth's flank in a function of a winding power on the drum. The value of friction force preventing slippage of the rear torus of a horizontal link along the tooth's flank towards the bottom of a seat.

20

Określenie obciążenia ogniw łańcucha i dna gniazda bębna łańcuchowego przy kontakcie z torusem przednim ogniwa

Dolipski M., Remiorz E., Sobota P., Osadnik J.

Przegląd Górniczy

|

2011

|

T. 67, nr 7-8

292--299

PL

W artykule przedstawiono model obliczeniowy pozwalający na obliczenie obciążenia ogniw łańcucha oraz obciążenia dna gniazda bębna łańcuchowego w miejscu jego styku z torusem przednim ogniwa oraz umożliwiający wyznaczenie wartości granicznej i końcowej kąta obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego. Pokazano wyniki badań komputerowych wpływu wydłużenia podziałki ogniw i kąta pochylenia flanki zęba oraz współczynnika tarcia mp na wartość końcową kąta obrotu ogniwa, kąta obrotu ogniwa poziomego na wartość kąta odchylenia ogniwa pionowego. Przedstawiono przebiegi reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda oraz przebiegi siły pomiędzy ogniwem poziomym a poprzedzającym je ogniwem pionowym.

EN

The article presents the calculation model enabling the calculation of load of chain links and load of seat bottom of the chain drum in the place of its contact with the front torus of the link and enabling the determination of the boundary and final value of the angle of rotation of the horizontal link in relation to the preceding it vertical link. The results of computer investigations of extension influence of link scale and angle of inclination of the tooth flank and coefficient of friction μp on the final value of the link, angle of rotation of the horizontal link on the value of the angle of deviation of the vertical link were shown. The course of reaction between the front torus of the horizontal link and the seat bottom as well as the courses of the force between the horizontal link and preceding it vertical link were presented.