Sprawozdanie z projektu rozwojowego pt.:

Transkrypt

1 Sprawozdanie z projektu rozwojowego pt.: Prof. dr hab. inż. Marian Dolipski dr inż. Piotr Cheluszka dr inż. Tadeusz Giza dr inż. Rajmund Mann dr inż. Stanisław Mikuła mgr inż. Jan Osadnik dr inż. Eryk Remiorz dr inż. Piotr Sobota dr inż. Andrzej Wieczorek Gliwice 2013

2 Praca zrealizowana w ramach projektu rozwojowego nr N R /2009 finansowanego ze środków Ministerstwa Nauki i Szkolnictwa Wyższego decyzją nr 0481/R/T02/2009/06 Copyright by Politechnika Śląska Instytut Mechanizacji Górnictwa Gliwice 2013 Utwór w całości ani we fragmentach nie może być powielany ani rozpowszechniany za pomocą urządzeń elektronicznych, mechanicznych, kopiujących, nagrywających i innych, w tym również nie może być umieszczany ani rozpowszechniany w postaci cyfrowej zarówno w Internecie, jak i w sieciach lokalnych bez pisemnej zgody posiadacza praw autorskich. 2

3 SPIS TREŚCI 1 Wyznaczenie obciążenia dynamicznego zębów i gniazd bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym przenośnika ścianowego Opracowanie metodyki oraz szczegółowego harmonogramu przygotowania oraz realizacji badań eksperymentalnych przenośnika zgrzebłowego Adaptacja konstrukcji przenośnika zgrzebłowego RYBNIK 750 do badań doświadczalnych w warunkach dołowych w celu zabudowy elementów układu pomiarowo-rejestrującego w napędach i łańcuchu zgrzebłowym Pomiary i rejestracja przebiegów czasowych momentu obrotowego oraz prędkości kątowej w napędzie wysypowym i zwrotnym przenośnika dla różnego stanu napięcia łańcucha zgrzebłowego oraz różnego obciążenia przenośnika urobkiem węglowym Pomiary i rejestracja przebiegów czasowych obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym w gałęzi nabiegającej i zbiegającej łańcucha dla potrzeb wyznaczenia obciążenia dynamicznego wieńców bębnów łańcuchowych Doświadczalne wyznaczenie sprawności bębna łańcuchowego Określenie obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych napędów przenośnika Określenie wpływu stanu napięcia łańcucha oraz wielkości nadawy na obciążenie dynamiczne bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym przenośnika ścianowego Doświadczalne badania zachowania się ogniw na bębnie łańcuchowym oraz urobku w gniazdach napędu przenośnika Wyselekcjonowanie bębnów łańcuchowych do badań określających formy i stopień zużycia gniazd i zębów oraz określenie warunków górniczo-geologicznych i górniczotechnicznych wyrobisk, w których pracowały Rozeznanie i dokonanie wyboru metody odwzorowania form geometrycznych zarysu gniazd i zębów bębnów do postaci cyfrowej umożliwiającej dalszą analizę Opracowanie metod pomiaru stereometrii gniazd i zębów bębnów łańcuchowych Przeprowadzenie pomiarów zarysu bębnów łańcuchowych w przestrzeni trójwymiarowej Wykonanie trójwymiarowych modeli bębnów łańcuchowych o zarysie nominalnym Analiza przeprowadzonych pomiarów bębnów w odniesieniu do ich zarysu nominalnego Określenie wymaganych parametrów technicznych aparatury do rejestracji przebiegu współpracy łańcucha z bębnem przenośnika zgrzebłowego Dostosowanie optycznej aparatury do rejestracji procesów szybkozmiennych dla potrzeb analizy kinematyki współpracy łańcucha i bębna przenośnika zgrzebłowego Przystosowanie przenośnika zgrzebłowego w rejonie napędu wysypowego dla potrzeb instalacji aparatury rejestrującej i osprzętu Wybór i oznaczenie punktów kontrolnych na ogniwach łańcucha i zębach bębna przenośnika zgrzebłowego w celu określenia ich względnych przemieszczeń w czasie współpracy Rejestracja przebiegu nabiegania ogniw łańcucha zgrzebłowego na bęben oraz zmian położenia ogniw w gniazdach bębna w czasie ruchu przenośnika pustego oraz w czasie ruchu przenośnika, na którym w gniazdach bębna zalegają bryły urobku Analiza i wyznaczenie względnych przemieszczeń ogniw i gniazd bębna w oparciu o zarejestrowany materiał filmowy

4 2.13 Porównanie wyznaczonych doświadczalnie i teoretycznie trajektorii ruchu ogniw na bębnie Komputerowe badania wpływu zużycia ściernego ogniw łańcucha na obciążenia dynamiczne zębów i gniazd bębna łańcuchowego w przenośniku Komputerowe badania wpływu zwiększenia podziałki łańcucha na położenie ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego Komputerowe badania wpływu zużycia den gniazd i flanki zębów bębna na położenie ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego Określenie obciążenia ogniw łańcucha i dna gniazda bębna łańcuchowego przy kontakcie z torusem przednim ogniwa Określenie obciążenia ogniw łańcucha i flanki zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z torusem tylnym ogniwa Komputerowe badania wpływu zwiększenia podziałki ogniw na obciążenie bębna łańcuchowego Komputerowe badania wpływu kąta pochylenia flanki zęba na obciążenie bębna łańcuchowego Wyznaczenie obciążenia segmentów zębów bębna łańcuchowego Komputerowe badania wpływu długości przenośnika ścianowego na obciążenie dynamiczne bębnów łańcuchowych Utworzenie modelu dynamicznego (fizycznego i matematycznego) przenośnika ścianowego z napędem głównym i pomocniczym przeznaczonego do wyznaczania obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych Komputerowe badania wpływu długości przenośnika ścianowego na obciążenie dynamiczne Obciążenie dynamiczne bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym przenośnika ścianowego Redukcja obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w przenośnikach ścianowych Komputerowe badania wpływu prędkości transportowania urobku na obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych w przenośniku ścianowym Obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych w stanach awaryjnych przenośnika ścianowego Wpływ charakterystyki tarcia zewnętrznego łańcucha zgrzebłowego i urobku węglowego na dynamikę bębnów łańcuchowych Propozycje modyfikacji postaci konstrukcyjnej bębna łańcuchowego przeznaczonego dla przenośnika ścianowego Wyznaczenie węzłów bębna łańcuchowego najbardziej narażonych na zużycie ścierne w wyniku współdziałania z łańcuchem zgrzebłowym i utworzenie pola możliwych rozwiązań postaci konstrukcyjnej tych węzłów Modyfikacja postaci konstrukcyjnej bębna łańcuchowego ze względu na kryterium minimalizacji pracy tarcia w węzłach najbardziej narażonych na zużycie ścierne Określenie obciążenia segmentów zębów i den gniazd wybranej postaci konstrukcyjnej bębna łańcuchowego w zależności od stopnia zużycia ściernego łańcucha w zakresie dopuszczalnego zwiększenia podziałki jego ogniw oraz przewidywanych warunków tarcia Weryfikacja obciążeń dynamicznych zębów i gniazd bębna o wybranej postaci konstrukcyjnej z uwzględnieniem parametrów dynamicznych typowego przenośnika ścianowego

5 5.5 Weryfikacja sprawności zazębienia wybranej postaci konstrukcyjnej bębna łańcuchowego przeznaczonego do ścianowego przenośnika zgrzebłowego Założenia konstrukcyjne do dokumentacji technicznej prototypu bębna łańcuchowego o nowej postaci konstrukcyjnej Badania porównawcze trwałości zmęczeniowej materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe produkcji krajowej i zagranicznej Identyfikacja i opracowanie studium procesów niszczących bębnów łańcuchowych i łańcuchów z uwzględnieniem sprzężeń synergicznych Stanowisko do badań zużycia ściernego materiałów na bębny łańcuchowe z uwzględnieniem dodatkowych środków ściernych Badania doświadczalne trwałości zmęczeniowej i odporności na zużycie ścierne wybranych materiałów stosowanych w wytwarzaniu bębnów łańcuchowych w kraju i za granicą Badania wpływu technologii umacniania powierzchni roboczych zębów na trwałość eksploatacyjną bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych Badania możliwości wykorzystania materiałów odlewniczych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych, ze szczególnym uwzględnieniem staliwa stopowego i żeliwa ADI Analiza teoretyczna i doświadczalne badania wpływu technologii umacniania warstwy wierzchniej zębów na własnosci użytkowe bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych Opracowanie wytycznych stosowania technologii umacniających dla bębnów łańcuchowych w celu polepszenia ich trwałości eksploatacyjnej Porównanie sprawności bębna łańcuchowego produkowanego seryjnie i o zmodyfikowanej konstrukcji Wyznaczenie pracy tarcia pary ciernej bęben łańcuchowy łańcuch ogniwowy Określenie parametrów konstrukcyjnych bębnów łańcuchowych o zmodyfikowanym zarysie dla liczby zębów z = 6 i z = Porównanie pracy tarcia w bębnach o liczbie zębów z=6, z=7 i z=8 produkowanych seryjnie i o zmodyfikowanej konstrukcji współdziałających z łańcuchem wydłużonym dla różnych warunków tarcia Doświadczalne porównanie sprawności bębna łańcuchowego produkowanego seryjnie i o zmodyfikowanej konstrukcji w ścianowym przenośniku zgrzebłowym Opracowanie wytycznych prawidłowej eksploatacji bębnów łańcuchowych w ścianowych przenośnikach zgrzebłowych

6 1 Wyznaczenie obciążenia dynamicznego zębów i gniazd bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym przenośnika ścianowego 1.1 Opracowanie metodyki oraz szczegółowego harmonogramu przygotowania oraz realizacji badań eksperymentalnych przenośnika zgrzebłowego Doświadczalne wyznaczenie obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych przenośnika zgrzebłowego w warunkach eksploatacyjnych wymagało podjęcia szeregu działań w sferze organizacyjno-technicznej na etapie przygotowania i realizacji badań eksperymentalnych. Ze względu na duże rozpowszechnienie w polskich kopalniach węgla kamiennego, do badań wytypowano wysokowydajny ścianowy przenośnik zgrzebłowy RYBNIK 750 produkcji RFM RYFAMA S.A. W oparciu o przeprowadzone rozpoznanie ze względu na możliwość realizacji przyjętego programu badań dokonany został wybór lokalizacji obiektu badań. Pierwotnie zakładano, iż pomiary te prowadzone będą na przenośniku zainstalowanym na czas badań na powierzchni kopalni na składowisku węgla surowego. Trudności techniczne, w szczególności możliwość doprowadzenia zasilania elektrycznego o wymaganych parametrach do miejsca prowadzenia badań (na stanowisko doświadczalne) oraz napotkane trudności organizacyjne stanowiły podstawę zmiany koncepcji w zakresie lokalizacji obiektu badań. Pomiary obciążeń dynamicznych w przenośniku zgrzebłowym realizowane były w warunkach podziemnego wyrobiska Kopalni Węgla Kamiennego Chwałowice. Przyjęta lokalizacja obiektu badań pozwoliła na pomiar i rejestrację rzeczywistych stanów obciążenia dynamicznego napędów przenośnika oraz łańcucha zgrzebłowego generowanego oporami ruchu łańcucha oraz obciążeniem pochodzącym od nosiwa. Wielkość tych obciążeń była więc odzwierciedleniem faktycznego stanu wynikającego z warunków pracy badanego przenośnika zgrzebłowego, jego geometrii oraz wielkości strumienia nadawy, jaką był on obciążony w warunkach eksploatacyjnych podczas normalnej jego pracy. Parametry tego przenośnika odpowiadały przy tym parametrom powszechnie stosowanych przenośników ścianowych w polskim górnictwie węgla kamiennego. Pomiary obciążeń dynamicznych realizowane były w pochylni transportowej, w której zainstalowany był przenośnik zgrzebłowy RYBNIK 750 o długości 245 m. Wyposażony był on w dwa jednosilnikowe napędy o mocy 250 kw (tab.1.1). W napędzie wysypowym zastosowany był silnik dwubiegowy, który poprzez sprzęgło podatne oraz dwustopniową przekładnię zębatą planetarną napędzał bęben łańcuchowy (napęd prostopadły). Z kolei napęd zwrotny wyposażony był w trójstopniową przekładnię zębatą stożkowo planetarną 6

7 (napęd równoległy). Transport urobku realizowany był za pomocą łańcucha zgrzebłowego mm. Rozpatrywany przenośnik zgrzebłowy zainstalowany był w Pochylni/III w pokładzie 405/1. Średnie nachylenie rynnociągu badanego przenośnika zgrzebłowego wynosiło 24. Parametr Wielkość Typ przenośnika RYBNIK 750 Długość 245 m Średnie nachylenie podłużne 24 Liczba napędów 2 Moc silników napędowych 85/250 kw Typ przekładni zębatych: napęd wysypowy prostopadły 25P napęd zwrotny równoległy 25KP Wielkość łańcucha zgrzebłowego mm Prędkość łańcucha zgrzebłowego 1,3 m/s Tabela 1.1 Realizacja pomiarów doświadczalnych poprzedzona musiała być szeregiem prac w zakresie przygotowania technicznego obiektu do badań oraz działań organizacyjnych. Prace te realizowane były we współpracy z firmą RYFAMA producentem przenośnika wytypowanego do badań oraz kopalnią Chwałowice, w której obiekt badań był eksploatowany, i w której badania doświadczalne były realizowane. Działania te obejmowały przy tym z jednej strony czynności projektowe i wykonawcze, w celu adaptacji konstrukcji przenośnika dla potrzeb zabudowy układów pomiarowych. Z drugiej zaś przygotowanie badań w sferze organizacji pomiarów, na co składało się opracowanie metodyki i harmonogramu badań, logistyka transportu do miejsca prowadzenia badań oraz montażu elementów układu pomiarowego w badanym przenośniku zgrzebłowym, jak również uzgodnienia mające na celu dostosowanie organizacji prowadzenia badań do uwarunkowań wynikających z przebiegu procesu produkcyjnego kopalni Metodyka badań Biorąc pod uwagę cel realizowanych w ramach niniejszego projektu badań eksperymentalnych ścianowego przenośnika zgrzebłowego niezbędne było pozyskanie następujących charakterystyk dynamicznych, w postaci zarejestrowanych przebiegów czasowych: - momentu obrotowego na wale silnika w napędzie wysypowym, - prędkości kątowej wirnika silnika w napędzie wysypowym, - momentu obrotowego na wale silnika w napędzie zwrotnym, - prędkości kątowej wirnika silnika w napędzie zwrotnym, - obciążenia dynamicznego w obu pasmach łańcucha zgrzebłowego w czterech miejscach jego konturu w obu nitkach łańcucha. 7

8 Dla potrzeb prowadzonych analiz rejestracja cyfrowa wymienionych charakterystyk realizowana była z częstotliwością 50 Hz. Sposób rejestracji tych parametrów gwarantować musiał przy tym synchronizację wszystkich sygnałów pomiarowych, co biorąc pod uwagę fakt, iż układy do pomiaru i rejestracji obciążenia w łańcuchu zgrzebłowym przemieszczały się wraz z łańcuchem zgrzebłowym, wymagało zastosowania w tym zakresie specjalnych rozwiązań. Pomiar i rejestracja obciążenia dynamicznego przenośnika zgrzebłowego realizowane były za pomocą dedykowanych układów pomiarowych, w które był on wyposażony na czas prowadzenia badań doświadczalnych. Rejestracja sygnałów pomiarowych realizowana była przy tym dwudrogowo. Sygnały prądowe z układów pomiarowych stacjonarnych, to znaczy układów do pomiaru obciążeń dynamicznych napędów przenośnika doprowadzone zostały przewodami prowadzonych wzdłuż trasy przenośnika do ośmiokanałowego rejestratora cyfrowego RE 1 (prod. firmy SEL z Rybnika) zlokalizowanego w okolicy napędu zwrotnego przenośnika rys.1.1. Z kolei przebiegi obciążenia dynamicznego łańcucha zgrzebłowego rejestrowane były za pomocą rejestratorów stanowiących integralną część zastosowanych w tym celu ogniw pomiarowych. Synchronizację torów pomiarowych obciążenia dynamicznego napędów przenośnika oraz łańcucha zgrzebłowego realizowano z wykorzystaniem dodatkowego rejestratora stacjonarnego, który sprzężony był sygnałowo z rejestratorem RE-1. Rejestrował on w trybie synchronicznym znaczniki w postaci impulsów elektrycznych, które zapisywane były również w pamięci rejestratora stacjonarnego RE 1. Znaczniki te umożliwiły synchronizację przebiegów czasowych rejestrowanych przez rejestratory ogniw pomiarowych oraz rejestrator stacjonarny oraz ich korelację ze stanem obciążenia zewnętrznego badanego przenośnika zgrzebłowego na etapie analizy danych pomiarowych na etapie przetwarzania i analizy danych pomiarowych. Zestaw do pomiaru obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym wyposażony był w układ synchronizujący rejestratory ogniw pomiarowych. Po podłączeniu do rejestratorów ogniw pomiarowych, przed ich zabudową na ogniwach pomiarowych, dokonywał on jednoczesnego uruchomienia zegarów czasu rzeczywistego zainstalowanych w poszczególnych rejestratorach cyfrowych, co zapewniało ich synchroniczną pracę. Oprócz wymienionych wyżej dwunastu parametrów mierzonych i rejestrowanych w sposób ciągły, dla potrzeb określenia obciążenia zewnętrznego badanego przenośnika zgrzebłowego określano w sposób dyskretny (okresowy) natężenie strugi nosiwa transportowanego wzdłuż rynnociągu przenośnika, w czasie, gdy realizowana była odstawa urobku ze ściany, z której był on zasilany nadawą. W tym celu dokonywano pomiaru wymiarów przekroju poprzecznego oraz określano długość strugi transportowanego nosiwa. W celu identyfikacji zewnętrznych warunków pracy, przed rozpoczęciem badań dokonano pomiaru nachylenia podłużnego wzdłuż trasy przenośnika z wykorzystaniem dalmierza laserowego wyposażonego w inklinometr Leica DISTO D5. 8

9 9 Rys. 1.1

10 Program badań obejmował pomiar i rejestrację obciążeń dynamicznych w napędach oraz pasmach łańcucha zgrzebłowego dla dwóch zasadniczych stanów obciążenia przenośnika zgrzebłowego nosiwem: - przenośnik pusty ruch łańcucha zgrzebłowego na biegu szybkim i wolnym, - przenośnik obciążony nosiwem o różnym natężeniu transport urobku na biegu szybkim oraz biegu wolnym oraz różnych stanów napięcia łańcucha. Napięcie wstępne zmieniane było w wyniku przesuwania kadłuba napędu zwrotnego Harmonogram przygotowania oraz realizacji badań Organizacja tak skomplikowanego przedsięwzięcia badawczego, jakim są pomiary maszyn górniczych tu ścianowego przenośnika zgrzebłowego w warunkach eksploatacyjnych wymagało opracowania szczegółowego harmonogramu działań zarówno w fazie przygotowania badań, podczas ich realizacji, jak i bezpośrednio po zakończeniu pomiarów. Na rysunku 1.2 zamieszczono zestawienie najważniejszych etapów składających się na przygotowanie oraz realizację pomiarów eksploatacyjnych przenośnika zgrzebłowego RYBNIK 750 w warunkach KWK Chwałowice oraz ich ramy czasowe. Kluczowe znaczenie w fazie przygotowania obiektu do badań było opracowanie koncepcji zabudowy momentomierzy w napędzie wysypowym oraz zwrotnym badanego przenośnika zgrzebłowego oraz dokumentacji technicznej elementów niezbędnych dla ich zabudowy. Opracowanie założeń konstrukcyjnych oraz prace projektowe realizowane były od stycznia 2011 roku do połowy marca. W marcu wykonane zostały w firmie RYFAMA elementy umożliwiające montaż układów pomiarowych w badanym przenośniku zgrzebłowym. Przeprowadzona wizja lokalna przenośnika eksploatowanego w KWK Chwałowice wskazała na konieczność wykonania szeregu prac przygotowawczych bezpośrednio w miejscu prowadzenia badań. Wymienić tu należy przede wszystkim: - przebudowę wnęki, w której zainstalowany był napęd wysypowy przenośnika, - doprowadzenie zasilania elektrycznego (~42 V) w rejon napędu wysypowego oraz napędu zwrotnego dla potrzeb zasilania aparatury pomiarowo rejestrującej. Ze względu na to, że w wytypowanym do badań przenośniku zgrzebłowym zastosowany był napęd wysypowy prostopadły, zlokalizowany był on w wykonanej w tym celu wnęce w lewym ociosie pochylni. Głębokość tej wnęki dostosowana była przy tym do wymiarów gabarytowych zastosowanego napędu. Ponieważ zabudowa momentomierza w tym napędzie wiązała się z odsunięciem od reduktora silnika napędowego, głębokość tej wnęki musiała być zwiększona o 1 m. Przebudowa wykonana została przez oddział górniczy kopalni Chwałowice. Prace te realizowane były z pewnym wyprzedzeniem w stosunku do planowanego terminu badań, równolegle z wykonawstwem w firmie RYFAMA elementów dla zabudowy momentomierzy. 10

11 Na przełomie marca i kwietnia 2011 r. dokonany został próbny montaż toru pomiarowego momentu obrotowego w hali montażowej firmy RYFAMA. Przeprowadzono próby ruchowe oraz przetestowano układ do pomiaru obciążenia dynamicznego i prędkości kątowej w napędach badanego przenośnika zgrzebłowego. W dniach poprzedzających planowane pomiary wszystkie najważniejsze elementy torów pomiarowych przetransportowane zostały na miejsce prowadzenia badań oraz dokonany został ich montaż. Oprócz montażu momentomierzy dokonane zostało rozpięcie łańcucha zgrzebłowego w ośmiu miejscach w celu zabudowy ogniw pomiarowych. Rozmieszczenie tych miejsc zostało tak dobrane, aby istniała możliwość jednoczesnego pomiaru obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym ogniw znajdujących się w otoczeniu bębnów łańcuchowych obu napędów. W każdym z tych miejsc zainstalowane zostały po dwie pary ogniw pomiarowych w odległości 28 ogniw łańcucha (rys.1.1). Dla potrzeb pomiarów przenośnika RYBNIK 750 w KWK Chwałowice, zgodnie z Rozporządzeniem Ministra Gospodarki z dn r. w sprawie bezpieczeństwa i higieny pracy, prowadzenia ruchu oraz specjalistycznego zabezpieczenia przeciwpożarowego w podziemnych zakładach górniczych, opracowana została szczegółowa instrukcja prowadzenia pomiarów zatwierdzona przez Kierownik Ruchu Zakładu Górniczego. Badania prowadzono na przełomie kwietnia i maja 2011 r. Lp Zadamie Opracowanie koncepcji oraz 1 zaprojektowanie elementów dla montażu momentomierzy w napędzie wysypowym i zwrotnym przenośnika RYBNIK Wykonanie elementów montażowych Styczeń 2011 Luty Wykonanie przebudowy wnęki napędu wysypowego Próbny montaż oraz testowanie toru pomiarowego momentu obrotowego w hali montażowej firmy RYFAMA Przygotowanie zasilania aparatury pomiarowej w obrębie napędu wysypowego i zwrotnego 6 Zabudowa elementów układu pomiarowego 7 Badania eksperymentalne przenośnika zgrzebłowego RYBNIK 750 w KWK "Chwałowice" 8 Demontaż elementów układu pomiarowego Rys

12 Lp Marzec Lp Kwiecień Lp Maj Ryfama - KWK "Chwałowice" - Politechnika Śląska c.d. Rys

13 1.2 Adaptacja konstrukcji przenośnika zgrzebłowego RYBNIK 750 do badań doświadczalnych w warunkach dołowych w celu zabudowy elementów układu pomiarowo-rejestrującego w napędach i łańcuchu zgrzebłowym Pomiar momentu obrotowego i prędkości kątowej w obu napędach badanego przenośnika zgrzebłowego realizowany był za pomocą dwóch momentomierzy tensometrycznych typu 1811 produkcji firmy BCM Sensor Technologies b.v.b.a. (Belgia), przystosowanych do współpracy z rejestratorem RE 1 przez firmę EC ELECTRONICS sp. z o.o. z Krakowa. Wielkość zastosowanych momentomierzy (zakres pomiarowy momentu obrotowego oraz prędkości kątowej) dobrana została do mocy napędów badanego przenośnika zgrzebłowego (tab.1.2). Momentomierze te włączone zostały w łańcuch kinematyczny napędu wysypowego i zwrotnego, pomiędzy silnik oraz sprzęgło podatne osadzone na wale wejściowym reduktora (rys.1.3). Zabudowa momentomierzy wymagała przy tym modyfikacji konstrukcji napędów przenośnika w obrębie połączenia wału silnika napędowego ze sprzęgłem podatnym stanowiącym integralną część tego napędu. W tym celu dla każdego napędu zaprojektowane i wykonane zostały w firmie RYFAMA elementy montażowe w postaci dodatkowej cylindrycznej obudowy sprzęgła oraz wspornika momentomierza, poprzez które silnik napędowy zamocowany był kołnierzowo do kadłuba przekładni zębatej. Długość tych elementów wynikała przy tym z długości momentomierza oraz wymiarów dodatkowego sprzęgła podatnego stanowiącego element łączący wał silnika z czopem wału momentomierza. Próbny montaż elementów układu do pomiaru obciążenia dynamicznego w napędzie przenośnika dokonany został w hali montażowej firmy RYFAMA (rys.1.4 i 1.5). Umożliwił on sprawdzenie prawidłowości wykonania tych dodatkowych elementów, opracowanie technologii montażu w warunkach dołowych oraz przetestowania torów pomiarowych. Rys

14 Tabela 1.2. Parametr Wartość Typ momentomierza 1811 Nominalny zakres pomiarowy momentu obrotowego 0 2 knm Przeciążalność (w zakresie pomiarowym) 150% wartości nominalnej Zakres pomiarowy prędkości obrotowej obr/min Liczba impulsów na obrót dla pomiaru prędkości obrotowej 60 Maksymalny błąd pomiaru 0,5% Stopień ochrony IP65 Sygnały wyjściowe analogowe prądowe 4 20 ma Zasilanie zewnętrzne 42 V AC Rys. 1.4 Rys. 1.5 Pomiar obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym przenośnika zgrzebłowego stanowił duże wyzwanie w zakresie opracowania odpowiedniej konstrukcji elementów pomiarowo rejestrujących. Ponieważ elementy te wpięte były w łańcuch 14

15 zgrzebłowy i wraz z nim się przemieszczały wzdłuż trasy przenośnika cechować się musiały małymi wymiarami gabarytowymi oraz wysoką odpornością na działanie czynników zewnętrznych, w tym obciążenia o charakterze udarowym od spadających brył urobku oraz wodę. Pomiary obciążeń dynamicznych w łańcuchu zgrzebłowym badanego przenośnika zrealizowane z wykorzystaniem ośmiu dedykowanych siłomierzy włączonych szeregowo w poszczególne pasma łańcucha. W każdym paśmie łańcucha zabudowane zostały cztery czujniki rozmieszczone w ten sposób, aby możliwy był jednoczesny pomiar obciążenia łańcucha w gałęzi nabiegającej i zbiegającej w obrębie obu napędów przenośnika (rys.1.1). Zastosowano specjalnie wykonane ogniwa pomiarowe typu OP 88 produkcji firmy BITS ze Świdnicy. Ogniwa te stanowią element 5-cio ogniwowych odcinków łańcucha ogniwowego ø34126 (rys.1.6). Wyposażone one zostały w układ do pomiaru siły na bazie pełnego mostka tensometrycznego sprzężonego ze wzmacniaczem zainstalowanym wewnątrz ogniwa pomiarowego. Układ pomiarowy każdego ogniwa pomiarowego połączony jest sygnałowo z własnym rejestratorem cyfrowym zabudowanym w hermetycznej, masywnej stalowej obudowie wraz ze źródłem zasilania. Rejestrator przytwierdzony jest do ogniwa za pomocą czterech śrub, dzięki czemu istnieje możliwość łatwego jego montażu przed rozpoczęciem pomiarów oraz demontażu po ich zakończeniu w celu sczytania zarejestrowanych w pamięci danych. Konstrukcja układów do pomiaru i rejestracji siły w łańcuchu zgrzebłowym przenośnika zgrzebłowego pozwala na rejestrację przebiegów czasowych obciążenia dynamicznego z częstotliwością 50 Hz w czasie do około 2 godzin od włączenia zasilania (tab.1.3). Czas pomiaru wynika tu przy tym z jednej strony z pojemności zastosowanych baterii, z drugiej zaś pojemności zastosowanych kart pamięci. Wymiary gabarytowe elementów zabudowanych na ogniwach pomiarowych oraz ich lokalizacja wyklucza możliwość kolizji z elementami przenośnika, w tym przede wszystkim z zębami bębnów łańcuchowych oraz elementami trasy przenośnika, szczególnie w przedziale dolnym rynnociągu. Dzięki temu możliwy jest swobodny ruch łańcucha zgrzebłowego wzdłuż rynnociągu przenośnika w czasie pełnego jego obiegu. W efekcie możliwy był ciągły pomiar i rejestracja obciążenia dynamicznego łańcucha zgrzebłowego w czasie kolejnych jego obiegów bez konieczności zatrzymywania przenośnika. Parametr Wartość Typ ogniw pomiarowych OP 88 Nominalny zakres pomiarowy siły kn Przeciążalność (w zakresie pomiarowym) 150% wartości nominalnej Wielkość ogniwa pomiarowego 34x126 klasy PW9 Częstotliwość rejestracji 50 Hz Maksymalny czas rejestracji ~2 godz. Maksymalny błąd pomiaru 0,5% Zasilanie bateryjne 9V DC Tabela

16 Rys Pomiary i rejestracja przebiegów czasowych momentu obrotowego oraz prędkości kątowej w napędzie wysypowym i zwrotnym przenośnika dla różnego stanu napięcia łańcucha zgrzebłowego oraz różnego obciążenia przenośnika urobkiem węglowym. Pomiary parametrów pracy ścianowego przenośnika zgrzebłowego przeprowadzono dla przenośnika pustego nieobciążonego urobkiem oraz dla przenośnika obciążonego urobkiem ze ściany węglowej podczas normalnej pracy układu transportowego. Pomiary przeprowadzono przy różnych stanach napięcia dwupasmowego łańcucha zgrzebłowego Przenośnik nieobciążony urobkiem Pomiar i rejestracja momentu obrotowego i prędkości kątowej na wale silnika elektrycznego w napędzie wysypowym i zwrotnym pozwala na analizę przebiegów czasowych tych parametrów. Przebiegi momentu obrotowego charakteryzują się drganiami o dużej amplitudzie, co przy analizowaniu dłuższych fragmentów utrudnia ich analizę. Na rysunku 1.7 przedstawiono przebieg czasowy momentu obrotowego w napędzie wysypowym o długości połowy obiegu łańcucha zgrzebłowego w przenośniku nieobciążonym urobkiem z łańcuchem zgrzebłowym w stanie nieluzowania. Zmienność drgań momentu w zaprezentowanym 10-cio sekundowym fragmencie tego przebiegu (rys. 1.8) oscyluje między wartościami 600 Nm a 1200 Nm. Dla tego samego fragmentu o długości połowy obiegu łańcucha zgrzebłowego przedstawiono przebiegi czasowe prędkości kątowych na wale silnika w napędzie wysypowym (przebiegi czasowe w kolorze czerwonym na rys. 1.9) i w napędzie zwrotnym (przebiegi czasowe w kolorze zielonym na rys. 1.11), zaś zmienność prędkości kątowej na wale silnika w napędzie wysypowym zaprezentowano na 10-cio sekundowym fragmencie tego przebiegu czasowego (rys. 1.10) i silnika w napędzie zwrotnym (rys. 1.12). 16

17 M A [Nm] M A [Nm] t [s] Rys t [s] Rys

18 n A [obr/min] n A [obr/min] t [s] Rys t [s] Rys

19 n B [obr/min] n B [obr/min] t [s] Rys t [s] Rys Dla potrzeb analizy dłuższych fragmentów przebiegi czasowe momentów obrotowych przefiltrowano eliminując wyższe częstości drgań. Przefiltrowane przebiegi momentów obrotowych w napędzie wysypowym M A oraz w napędzie zwrotnym M B zsumowano dla 19

20 M A + M B [Nm] pełnego obiegu łańcucha zgrzebłowego trwającego 360 s (rys. 1.13). Sumaryczny moment obrotowy rozwijany przez silniki elektryczne obydwóch napędów utrzymuje się na stałym poziomie o średniej wartości wynoszącej 1435,6 Nm. Jednak napęd wysypowy i zwrotny nie są obciążone równomiernie. Moment obrotowy rozwijany przez silnik napędu wysypowego (przebiegi czasowe w kolorze czerwonym na rys. 1.14) zmienia się w zakresie od 486,8 Nm do1045,8 Nm przy wartości średniej M Aśr = 759,6 Nm. Natomiast moment obrotowy rozwijany przez silnik napędu zwrotnego przy niższej wartości średniej wynoszącej M Bśr = 676,0 Nm zmienia się w zakresie od 387,5 Nm do 976,9 Nm (przebiegi czasowe w kolorze zielonym na rys. 1.14). Różnica średnich wartości momentów obrotowych w napędzie wysypowym i zwrotnym dla pełnego obiegu łańcucha zgrzebłowego świadczy o zróżnicowaniu rzeczywistych charakterystyk mechanicznych zespołów napędowych, natomiast chwilowe różnice momentów obrotowych wywołane są zróżnicowaniem podziałek ogniw wzdłuż konturu łańcuchowego. Charakterystyczne dla tej przyczyny różnicującej obciążenie napędów jest lustrzane odbicie przebiegów z pierwszej i drugiej połowy obiegu łańcucha zgrzebłowego t [s] Rys W przenośniku nieobciążonym urobkiem zmniejszono napięcie wstępne łańcucha poprzez przesunięcie bębna łańcuchowego napędu zwrotnego w dół, co spowodowało skrócenie konturu łańcucha i zmniejszenie wartości resztowego napięcia wstępnego łańcucha zgrzebłowego pojawiającego się w gałęzi zbiegającej z bębna łańcuchowego napędu wysypowego. Przeanalizowano fragment przebiegów czasowych momentów obrotowych rozwijanych przez silniki w napędzie wysypowym i zwrotnym w czasie od 6064 s pomiaru do 20

21 M1+M2 [Nm] M [Nm] 6394 s pomiaru. Sumaryczny moment obrotowy rozwijany przez silniki elektryczne obydwóch napędów utrzymuje się na jednakowym poziomie o średniej wartości 1251,4 Nm (rys. 1.15) i jest mniejszy o 184,2 Nm od średniej wartości sumarycznego momentu przed zmniejszeniem wartości napięcia wstępnego łańcucha, co oznacza zmniejszenie oporów ruchu łańcucha zgrzebłowego z tego powodu o 12,8% MA MB t [s] Rys t [s] Rys

22 M [Nm] Jednak pomimo ustabilizowanego obciążenia sumarycznego napędów pokonujących opory ruchu nieobciążonego urobkiem przenośnika każdy z silników obciążony jest inaczej (rys. 1.16). Duże zróżnicowanie chwilowo rozwijanego momentu obrotowego polegające na wzroście momentu obrotowego jednego silnika przy równoczesnym spadku momentu drugiego silnika spowodowane jest złym stanem technicznym łańcucha zgrzebłowego przejawiającym się w dużym zróżnicowaniu rzeczywistych podziałek ogniw łańcucha wzdłuż konturu (ogniwa o różnym stopniu zużycia ściernego). Stąd duży przedział zmienności momentów obrotowych poszczególnych napędów: moment M A silnika napędu głównego w czasie analizowanego obiegu łańcucha zmienia się w granicach od 401,4 Nm do 908,1 Nm, zaś moment M B silnika napędu zwrotnego od 338,5 Nm do 856,6 Nm. Różnica wartości średnich momentów obrotowych (M Aśr = 666,8 Nm i M Bśr = 584,5) świadczy o sztywniejszej rzeczywistej charakterystyce napędu wysypowego. Charakteryzujący rozdział obciążenia pomiędzy napędami przenośnika, współczynnik rozdziału obciążenia u A definiowany jako stosunek momentu napędu wysypowego do sumy momentów rozwijanych przez obydwa silniki zmienia się w czasie pełnego obiegu łańcucha w granicach od u A = 0,319 do u A = 0,728 przy średniej wartości wynoszącej u Aśr = 0, M1 M t [s] Rys Przenośnik obciążony urobkiem Dla maksymalnego obciążenia urobkiem, jakie wystąpiło w czasie zmiany wydobywczej przedstawiono przebieg czasowy momentu obrotowego na wale silnika w napędzie wysypowym dla pełnego obiegu łańcucha w czasie od 6282 sekundy do

23 M A [Nm] M A [Nm] sekundy pomiaru (rys. 1.17). Charakterystyczne zmiany momentu obrotowego wynikające ze współdziałania dwóch napędów przenośnika nie ulegają zmianie po załadowaniu przenośnika urobkiem. Jednak zarówno wartości rozwijanego momentu obrotowego przez silnik w napędzie wysypowym przenośnika załadowanego jak i amplitudy drgań momentu są t [s] Rys t [s] Rys

24 wyższe niż w przenośniku pustym. Amplitudy drgań osiągają w niektórych fragmentach przebiegu wartości do 400 Nm przy średniej wartości momentu obrotowego na poziomie 1000 Nm (rys. 1.18). W całym obiegu łańcucha zgrzebłowego moment obrotowy silnika napędu wysypowego zmienia się w granicach od 460,2 Nm do 1246,8 Nm dla wartości średniej M Aśr = 883,5 Nm. Wartość średnia momentu obrotowego jest wyższa niż w przenośniku pustym nieobciążonym urobkiem. 1.4 Pomiary i rejestracja przebiegów czasowych obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym w gałęzi nabiegającej i zbiegającej łańcucha dla potrzeb wyznaczenia obciążenia dynamicznego wieńców bębnów łańcuchowych Pomiar obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym zrealizowano za pomocą ośmiu siłomierzy włączonych szeregowo w dwa pasma łańcucha ogniwowego tworzące wraz ze zgrzebłami łańcuch zgrzebłowy. Siłomierze rozmieszczono w dwóch zestawach zabudowanych w łańcuch zgrzebłowy oddalonych od siebie o długość rynnociągu wynoszącą 245 m, co umożliwiało równoczesne nabieganie jednego zestawu na bęben łańcuchowy napędu wysypowego i drugiego zestawu na bęben łańcuchowy napędu zwrotnego. Po przejściu zestawów przez bębny łańcuchowe jeden z nich przemieszczał się w z łańcuchem zgrzebłowym w ładownej gałęzi górnej przenośnika a drugi z łańcuchem zgrzebłowym w powrotnej gałęzi dolnej przenośnika. Po pełnym obiegu łańcucha, w czasie którego każdy zestaw siłomierzy przemieszczał się z łańcuchem zgrzebłowym o 490 m, położenie ogniw pomiarowych powtarzało się. Każdy zestaw siłomierzy składał się z czterech siłomierzy zamontowanych po dwa ogniwa pomiarowe równolegle obok siebie w łańcuchu prawym i lewym i oddalonych za sobą o 28 ogniw. Poszczególne siłomierze oznaczono następująco (rys. 1.19): zestaw pierwszy S3 siłomierz pierwszy w łańcuchu lewym S4 siłomierz drugi w łańcuchu lewym S5 siłomierz pierwszy w łańcuchu prawym S2 siłomierz drugi w łańcuchu prawym zestaw drugi S1 siłomierz pierwszy w łańcuchu lewym S7 siłomierz drugi w łańcuchu lewym S8 siłomierz pierwszy w łańcuchu prawym S6 siłomierz drugi w łańcuchu prawym Przykładowe 20 sekundowe przebiegi czasowe obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym zarejestrowane przez siłomierze zestawu pierwszego przedstawiono na rys i rys Zmiany obciążenia w łańcuchu zgrzebłowym poruszającym się w gałęzi górnej 24

25 S [kn] przenośnika zarejestrowane w łańcuchu lewym przez drugi siłomierz S4 i w łańcuchu prawym zarejestrowane przez drugi siłomierz S2 przebiegają równocześnie, chociaż średnia wartość siły w łańcuchu lewym ma w prezentowanym fragmencie wartość wyższą niż w prawym (rys. 1.20). Rys S2 S4 gałąź górna ,0 4202,5 4205,0 4207,5 4210,0 4212,5 4215,0 4217,5 4220,0 t [s] Rys Przebiegi obciążeń dynamicznych zarejestrowane przez siłomierze zamontowane w tym samym łańcuchu oddalone od siebie o 28 ogniw są przesunięte względem siebie o czas przemieszczenia łańcucha zgrzebłowego na odległość pomiędzy siłomierzami. Przebieg sił w 25

26 S [kn] łańcuchu lewym poruszającym się w gałęzi dolnej przenośnika zarejestrowany przez siłomierz pierwszy S3 (przebieg czasowy w kolorze żółtym na rys. 1.21) wyprzedza o ten czas przebieg zarejestrowany przez siłomierz drugi S4 (przebieg czasowy w kolorze czerwonym na rys. 1.21) S4 S3 50 gałąź dolna ,0 4442,5 4445,0 4447,5 4450,0 4452,5 4455,0 4457,5 4460,0 t [s] Rys Podobnie zmieniają się przebiegi czasowe obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym zarejestrowane przez siłomierze zestawu drugiego przedstawione na rys i rys Zmiany obciążenia w łańcuchu zgrzebłowym poruszającym się w gałęzi dolnej przenośnika zarejestrowane w łańcuchu lewym przez drugi siłomierz S7 i w łańcuchu prawym przez drugi siłomierz S6, przebiegają równocześnie, chociaż średnie wartości siły w łańcuchu lewym i w prawym nie są równe (rys. 1.22). Przebieg sił w łańcuchu lewym poruszającym się w gałęzi górnej przenośnika zarejestrowany przez siłomierz pierwszy S1 (przebieg czasowy w kolorze zielonym na rys. 1.23) wyprzedza o ten czas przebieg zarejestrowany przez siłomierz drugi S7 (przebieg czasowy w kolorze niebieskim na rys. 1.23). W przenośniku ścianowym z dwupasmowym łańcuchem zgrzebłowym siły w gałęzi nabiegającej i zbiegającej łańcucha prawego i lewego decydują o obciążeniu prawego i lewego wieńca bębna łańcuchowego. Sumaryczne obciążenie obydwóch łańcuchów stanowi obciążenie całego bębna łańcuchowego i jego układu napędowego. Pomiary obciążenia dynamicznego w gałęzi nabiegającej i zbiegającej łańcucha zgrzebłowego przeprowadzono dla przenośnika zgrzebłowego pustego nieobciążonego urobkiem oraz dla przenośnika obciążonego urobkiem ze ściany węglowej podczas normalnej 26

27 S [kn] S [kn] pracy układu transportowego. Pomiary przeprowadzono przy różnych stanach napięcia dwupasmowego łańcucha zgrzebłowego S6 150 S7 125 gałąź dolna ,0 4202,5 4205,0 4207,5 4210,0 4212,5 4215,0 4217,5 4220,0 t [s] Rys S1 200 S6 gałąź górna ,0 4342,5 4345,0 4347,5 4350,0 4352,5 4355,0 4357,5 4360,0 t [s] Rys

28 S [kn] Przenośnik nieobciążony urobkiem Ze względu na duże nachylenie przenośnika usytuowanego na upadzie wynoszące średnio 24 w przenośniku nieobciążonym urobkiem węglowym największe opory ruchu występowały w dolnej gałęzi powrotnej łańcucha zgrzebłowego przesuwanego w górę przez bęben łańcuchowy napędu zwrotnego. Przy napięciu wstępnym łańcucha umożliwiającym luzowanie łańcucha zwis łańcucha występował w gałęzi zbiegającej z bębna łańcuchowego napędu wysypowego. W stanie nieluzowania łańcucha zgrzebłowego w tym samym miejscu pojawiało się resztowe napięcie wstępne będące siłą o najmniejszej wartości na długości konturu łańcuchowego. Dla sytuacji nieluzowania łańcucha, w której minimalna wartość siły występowała w gałęzi zbiegającej z bębna łańcuchowego napędu wysypowego przeprowadzono analizę przebiegów czasowych obciążenia dynamicznego w gałęzi ładownej i powrotnej łańcucha zgrzebłowego. Zestaw pierwszy siłomierzy po przejściu ogniw pomiarowych przez bęben łańcuchowy napędu wysypowego przemieszczał się w gałęzi dolnej rynnociągu w górę w stronę napędu zwrotnego. Zarejestrowane podczas tego ruchu siły dynamiczne w łańcuchu prawym przez siłomierz S2 (przebiegi czasowe w kolorze różowym) i w łańcuchu lewym przez siłomierz S4 (przebiegi czasowe w kolorze czerwonym) zaprezentowano na rysunku W miejscu zbiegania z bębna łańcuchowego napędu wysypowego wartości sił w łańcuchach lewym i prawym, będące wartością resztowego napięcia wstępnego, są na poziomie około 50 kn. Wartości sił w obydwóch łańcuchach rosną w miarę przemieszczania się siłomierzy w stronę napędu zwrotnego i w gałęzi nabiegającej na bęben łańcuchowy napędu zwrotnego osiągają wartości przekraczające 150 kn. Średnia wartość siły podczas przemieszczania 250 S2 200 S4 gałąź dolna t [s] Rys

29 S [kn] zestawu siłomierzy w gałęzi dolnej rynnociągu jest wyższa w łańcuchu lewym (S4śr = 98,62 kn) niż w łańcuchu prawym (S2śr = 75,80 kn). W tym samym czasie drugi zestaw siłomierzy, po przejściu ogniw pomiarowych przez bęben łańcuchowy napędu zwrotnego, przemieszczał się w gałęzi górnej rynnociągu w dół w stronę napędu wysypowego. Siły dynamiczne zarejestrowane przez siłomierz S6 w łańcuchu prawym (przebiegi czasowe w kolorze niebieskim) i w łańcuchu lewym przez siłomierz S1 (przebiegi czasowe w kolorze zielonym) w czasie przemieszczania się zestawu siłomierzy w gałęzi górnej w stronę napędu wysypowego narastają w niewielkim stopniu ze względu na znaczne nachylenie tej gałęzi w dół (rys. 1.25) a ich średnie wartości różnią się nieznacznie (S1śr = 135,36 kn; S6śr = 130,28 kn). 250 S1 200 S6 gałąź górna t [s] Rys Po przejściu siłomierzy przez bęben zwrotny zestaw pierwszy siłomierzy przemieszczał się w gałęzi górnej rynnociągu w dół w stronę napędu wysypowego (rys. 1.26), przy czym siły zarejestrowane przez siłomierze narastają w niewielkim stopniu ze względu na znaczne nachylenie tej gałęzi w dół. Podobnie jak podczas ruchu siłomierzy w gałęzi dolnej, średnia wartość siły podczas przemieszczania zestawu siłomierzy w gałęzi górnej rynnociągu jest wyższa w łańcuchu lewym (S4śr = 128,27 kn) niż w łańcuchu prawym (S2śr = 98,26 kn). Po przejściu drugiego zestawu siłomierzy przez bęben łańcuchowy napędu wysypowego do gałęzi dolnej przenośnika (rys. 1.27) wartości sił w łańcuchach lewym i prawym w miejscu zbiegania z bębna łańcuchowego są zróżnicowane. Siła w łańcuchu lewym o wartości około S1 = 80 kn jest większa niż siła w łańcuchu prawym osiągająca poziom około S6 = 40 kn. W miarę przemieszczania się siłomierzy w stronę napędu zwrotnego siły w łańcuchach rosną na 29

30 S [kn] S [kn] skutek oporów przesuwania łańcucha pod górę i od połowy rynnociągu wyrównują się osiągając w całej dolnej gałęzi mniej zróżnicowane wartości średnie (S1śr = 110,33 kn i S6śr = 94,98 kn). 250 S2 200 S4 gałąź górna t [s] Rys S1 200 S6 gałąź dolna t [s] Rys

31 S [kn] Sumaryczne obciążenie łańcucha lewego i prawego w miejscu ich nabiegania i zbiegania z bębna łańcuchowego decyduje o wartości momentu obrotowego przenoszonego przez bęben łańcuchowy a tym samym o obciążeniu całego układu napędowego. W celu określenia obciążenia bębnów łańcuchowych oraz silników, sprzęgieł i reduktorów w napędzie wysypowym i zwrotnym przeanalizowano zmienność sumarycznego obciążenia obydwóch łańcuchów na całej długości konturu łańcuchowego. Podczas przemieszczania się pierwszego zestawu siłomierzy w gałęzi dolnej rynnociągu w górę w stronę napędu zwrotnego zarejestrowane przez siłomierze S2 i S4 obciążenie w czasie od 4306 s do 4487 s pomiaru zsumowano i przedstawiono na rys (przebiegi czasowe w kolorze pomarańczowym wraz z linią trendu). W miejscu zbiegania z bębna łańcuchowego napędu wysypowego sumaryczna wartość siły w łańcuchu lewym i prawym, wynosi około 100 kn. Siła sumaryczna rośnie w miarę przemieszczania się zestawu siłomierzy w stronę napędu zwrotnego i w gałęzi nabiegającej na bęben łańcuchowy napędu zwrotnego osiąga wartości przekraczające 250 kn. Po przejściu pierwszego zestawu siłomierzy prze bęben łańcuchowy napędu zwrotnego do gałęzi górnej przenośnika, drugi zestaw siłomierzy po przejściu przez bęben łańcuchowy napędu wysypowego przemieszcza się w gałęzi dolnej przenośnika. Sumaryczna siła zarejestrowana przez siłomierze S1 i S6 w czasie od 4492 s do 4673 s pomiaru ma podobny charakter narastania do sumarycznej siły zarejestrowanej przez pierwszy zestaw siłomierzy i rośnie od wartości około 100 kn do ponad 300 kn (przebiegi czasowe w kolorze ciemnoniebieskim wraz z linią trendu) S2+S4 S1+S6 Liniowy gałąź (S2+S4) Liniowy dolna (S1+S6) t [s] Rys

32 S [kn] Po przejściu przez bęben łańcuchowy napędu zwrotnego zestawy siłomierzy poruszają się w gałęzi górnej rynnociągu w dół w stronę napędu wysypowego. Drugi zestaw siłomierzy przemieszcza się w gałęzi górnej w czasie od 4306 s do 4487 s pomiaru, zaś zestaw pierwszy w czasie od 4492 s do 4673 s pomiaru. Sumaryczne obciążenie obydwóch łańcuchów podczas przemieszczania się siłomierzy w gałęzi górnej zaprezentowano na rys Ze względu na znaczne nachylenie gałęzi górnej przenośnika w dół, opory ruchu łańcucha zgrzebłowego w tej gałęzi są niewielkie (nieznaczne nachylenie linii trendu). Sumaryczna siła w obydwóch łańcuchach na długości gałęzi górnej rośnie od wartości około 250 kn do 280 kn dla drugiego zestawu siłomierzy oraz od 210 kn do 240 kn dla pierwszego zestawu siłomierzy (rys. 1.29) S2+S4 S1+S6 Liniowy gałąź (S1+S6) górna Liniowy (S2+S4) t [s] Rys W przenośniku nieobciążonym zmniejszono napięcie wstępne łańcucha poprzez przesunięcie bębna łańcuchowego napędu zwrotnego w dół, co spowodowało skrócenie konturu łańcucha. Resztowe napięcie wstępne łańcucha zgrzebłowego pojawiające się w gałęzi zbiegającej z bębna łańcuchowego napędu wysypowego wydatnie zmalało. Zarejestrowane, po przejściu przez bęben łańcuchowy napędu wysypowego pierwszego zestawu siłomierzy, wartości sił w gałęzi zbiegającej łańcucha lewego i prawego, będące wartością resztowego napięcia wstępnego są na poziomie około 25 kn (rys. 1.30). Wartości sił w obydwóch łańcuchach rosną w miarę przemieszczania się siłomierzy w stronę napędu zwrotnego i w gałęzi nabiegającej na bęben łańcuchowy napędu zwrotnego osiągają wartości około 100 kn. Średnia wartość siły podczas przemieszczania zestawu siłomierzy w gałęzi dolnej rynnociągu w łańcuchu lewym (S4śr = 60,2 kn) jest niewiele wyższa niż w łańcuchu prawym (S2śr = 54,4 kn). Po zmniejszeniu napięcia wstępnego łańcucha średnie 32

33 S [kn] wartości sił zarejestrowane w łańcuchach podczas przemieszczania zestawu siłomierzy w gałęzi dolnej rynnociągu zdecydowanie się zmniejszyły, co spowodowane było z jednej strony zmniejszeniem resztowego napięcia wstępnego a z drugiej strony zmniejszeniem oporów tarcia łańcucha zgrzebłowego na wykrzywieniach trasy przenośnika S2 S4 150 gałąź dolna t [s] Rys W tym samym czasie drugi zestaw siłomierzy, po przejściu ogniw pomiarowych przez bęben łańcuchowy napędu zwrotnego, przemieszczał się w gałęzi górnej rynnociągu w dół w stronę napędu wysypowego. Siły dynamiczne zarejestrowane przez siłomierz S6 w łańcuchu prawym (przebiegi czasowe w kolorze niebieskim na rys. 1.31) w czasie przemieszczania się zestawu siłomierzy w gałęzi górnej w stronę napędu wysypowego narastają w niewielkim stopniu a w końcowej fazie ruchu w gałęzi górnej maleją ze względu na znaczne nachylenie tej gałęzi w dół. Siła w łańcuchu lewym zarejestrowana przez siłomierz S1 (przebiegi czasowe w kolorze zielonym na rys. 1.31) utrzymuje się na stałym poziomie a w końcowej fazie ruchu również maleje. Średnie wartości sił w łańcuchu lewym i prawym są znacznie niższe po zmniejszeniu napięcia wstępnego łańcucha i różnią się niewiele między sobą (S1śr = 101,8 kn; S6śr = 78,7 kn). Po przejściu siłomierzy przez bębny napędowe zestaw pierwszy siłomierzy przemieszczał się w gałęzi górnej rynnociągu w górę w stronę napędu wysypowego (rys. 1.32), przy czym siły zarejestrowane przez siłomierze w górnej części trasy maleją ze względu na znaczne nachylenie tej gałęzi w dół i przenośnik działa jak przenośnik hamujący. W drugiej połowie trasy wartości sił stabilizują się na poziomie około 70 kn, co oznacza względną równowagę pomiędzy oporami ruchu łańcucha w tej gałęzi a składową siły 33

34 S [kn] S [kn] ciężkości łańcucha zgrzebłowego. Podobnie jak podczas ruchu siłomierzy w gałęzi dolnej, średnia wartość siły podczas przemieszczania zestawu siłomierzy w gałęzi górnej rynnociągu jest wyższa w łańcuchu lewym (S4śr = 89,3 kn) niż w łańcuchu prawym (S2śr = 73,9 kn). 250 S1 200 S6 gałąź górna t [s] Rys S2 200 S4 gałąź górna t [s] Rys

35 S [kn] Po przejściu drugiego zestawu siłomierzy przez bęben łańcuchowy napędu wysypowego do gałęzi dolnej przenośnika (rys. 1.33) wartości sił w łańcuchach lewym i prawym w miejscu zbiegania z bębna łańcuchowego są zróżnicowane. Łańcuch prawy luzuje się gdyż siła w nim spada do zera (S6 = 0). Siła w łańcuchu lewym o wartości około S1 = 50 kn świadczy o nieluzowaniu się łańcucha lewego. W miarę przemieszczania się siłomierzy w stronę napędu zwrotnego siły w łańcuchach rosną na skutek oporów przesuwania łańcucha pod górę i od połowy rynnociągu wyrównują się osiągając w całej dolnej gałęzi wartości średnie znacznie mniejsze niż przed zmniejszeniem napięcia wstępnego łańcucha (S1śr = 76,8 kn i S6śr = 62,0 kn). 250 S1 200 S6 gałąź dolna t [s] Rys Sumaryczne obciążenie łańcucha lewego i prawego w miejscu ich nabiegania i zbiegania z bębna łańcuchowego decyduje o wartości momentu obrotowego przenoszonego przez bęben łańcuchowy. W celu określenia obciążenia bębnów łańcuchowych w napędzie wysypowym i zwrotnym przeanalizowano zmienność sumarycznego obciążenia obydwóch łańcuchów podczas przemieszczania się drugiego zestawu siłomierzy na całej długości konturu. Podczas przemieszczania się siłomierzy w gałęzi dolnej rynnociągu w górę w stronę napędu zwrotnego zarejestrowane przez siłomierze S1 i S6 obciążenie w czasie od 6040 s do 6215 s pomiaru zsumowano i przedstawiono na rys (przebiegi czasowe w kolorze ciemnoniebieskim wraz z linią trendu). W miejscu zbiegania z bębna łańcuchowego napędu wysypowego sumaryczna wartość siły w łańcuchu lewym i prawym, wynosi około 50 kn. Siła sumaryczna rośnie w miarę przemieszczania się zestawu siłomierzy w stronę napędu 35

36 S [kn] zwrotnego i w gałęzi nabiegającej na bęben łańcuchowy napędu zwrotnego osiąga wartość około 230 kn. Po przejściu przez bęben łańcuchowy napędu zwrotnego drugi zestaw siłomierzy przemieszcza się w gałęzi górnej w czasie od s do s pomiaru (przebiegi czasowe w kolorze niebieskim wraz z linią trendu na rys. 1.34). Ze względu na znaczne nachylenie gałęzi górnej przenośnika w dół i zmniejszenie oporów ruchu łańcucha dzięki zmniejszeniu napięcia wstępnego, opory ruchu łańcucha zgrzebłowego w tej gałęzi są mniejsze od składowej siły ciężkości (nieznaczne nachylenie linii trendu w dół). Średnia wartość sumarycznej siły w obydwóch łańcuchach na długości gałęzi górnej wynosi 180,5 kn zaś na długości gałęzi dolnej 138,8 kn S1 + S6 gałąź dolna S1 + S6 gałąź górna Liniowy (S1 + S6 gałąź dolna) Liniowy (S1 + S6 gałąź górna) t [s] Rys Przenośnik obciążony urobkiem Ze względu na duże nachylenie przenośnika usytuowanego na upadzie w przenośniku obciążonym urobkiem węglowym największe opory ruchu występowały w dolnej gałęzi powrotnej łańcucha zgrzebłowego przesuwanego w górę przez bęben łańcuchowy napędu zwrotnego. Przy napięciu wstępnym łańcucha umożliwiającym luzowanie łańcucha zwis łańcucha występował w gałęzi zbiegającej z bębna łańcuchowego napędu wysypowego. W stanie nieluzowania łańcucha zgrzebłowego w tym samym miejscu pojawiało się resztowe napięcie wstępne będące siłą o najmniejszej wartości na długości konturu łańcuchowego. Dla maksymalnego obciążenia urobkiem jakie wystąpiło w czasie zmiany wydobywczej przeprowadzono analizę przebiegów czasowych obciążenia dynamicznego w gałęzi ładownej i powrotnej łańcucha zgrzebłowego. Zestaw pierwszy siłomierzy po przejściu 36

37 S [kn] ogniw pomiarowych przez bęben łańcuchowy napędu zwrotnego przemieszczał się w gałęzi górnej rynnociągu w dół w stronę napędu wysypowego. Zarejestrowane podczas tego ruchu siły dynamiczne w łańcuchu prawym przez siłomierz S2 (przebiegi czasowe w kolorze różowym) i w łańcuchu lewym przez siłomierz S4 (przebiegi czasowe w kolorze czerwonym) zaprezentowano na rysunku W czasie przemieszczania się zestawu siłomierzy w gałęzi górnej w stronę napędu wysypowego, pomimo znacznego obciążenia urobkiem, siły w obydwóch łańcuchach najpierw nieznacznie maleją a potem narastają w niewielkim stopniu. Dzieje się tak ze względu na znaczne nachylenie tej gałęzi w dół co powoduje, że opory przemieszczania urobku są równoważone przez składową siły ciężkości. Siły w łańcuchu prawym i lewym mają podobny charakter zmian a ich średnie wartości różnią się nieznacznie (S2śr = 83,3 kn; S4śr = 77,4 kn). 250 S2 200 S4 gałąź górna t [s] Rys W tym samym czasie drugi zestaw siłomierzy, po przejściu ogniw pomiarowych przez bęben łańcuchowy napędu wysypowego, przemieszczał się w gałęzi dolnej rynnociągu w górę w stronę napędu zwrotnego. Przebiegi czasowe sił dynamicznych zarejestrowane przez siłomierz S6 w łańcuchu prawym (przebiegi czasowe w kolorze niebieskim) i w łańcuchu lewym przez siłomierz S1 (przebiegi czasowe w kolorze zielonym) zaprezentowano na rys W miejscu zbiegania z bębna łańcuchowego napędu wysypowego łańcuch prawy luzuje się (S6 = 0), zaś w łańcuchu lewym siła, będące wartością resztowego napięcia wstępnego, jest na poziomie około 50 kn. Wartości sił w obydwóch łańcuchach rosną w miarę przemieszczania się siłomierzy w stronę napędu zwrotnego. Od 6420 sekundy pomiaru wartość siły w łańcuchu lewym maleje i w miejscu nabiegania na bęben łańcuchowy napędu 37

38 S [kn] zwrotnego osiąga wartość około 125 kn, zaś w łańcuchu prawym około 175 kn. Średnie wartości siły podczas przemieszczania zestawu siłomierzy w gałęzi dolnej rynnociągu różnią się niewiele (S1śr = 108,5 kn i S6śr = 96,2 kn). 250 S1 200 S6 gałąź dolna t [s] Rys Po przejściu siłomierzy przez bęben łańcuchowy napędu wysypowego zestaw pierwszy siłomierzy przechodzi do gałęzi dolnej rynnociągu. Po zejściu z bębna łańcuchowego napędu wysypowego siła w łańcuchu lewym spada do zera co świadczy o luzowaniu się tego łańcucha (rys. 1.37). W łańcuchu prawym pozostało resztowe napięcie wstępne o wartości około 40 kn. W miarę przemieszczania się siłomierzy w stronę napędu zwrotnego wartości sił w obydwóch łańcuchach rosną dochodząc do poziomu około 140 kn przed bębnem napędu zwrotnego przy zbliżonych średnich wartościach w całej gałęzi dolnej rynnociągu (S2śr = 73,9 kn i S4śr = 64,2 kn). Drugi zestaw siłomierzy w tym czasie przechodzi przez bęben napędu zwrotnego do gałęzi górnej rynnociągu załadowanej urobkiem. W prawym łańcuchu pojawiają się drgania siły o dużej amplitudzie, której wartość dochodzi do 100 kn (rys. 1.38). Amplituda drgań maleje w miarę zbliżania się do bębna napędu wysypowego. Pomimo spadku wartości siły w lewym łańcuchu po 6610 sekundzie pomiaru wartość średnia siły w łańcuchu lewym jest znacznie wyższa niż w łańcuchu prawym (S1śr = 109,0 kn i S6śr = 71,6 kn). W celu określenia obciążenia bębnów łańcuchowych w napędzie wysypowym i zwrotnym przeanalizowano zmienność sumarycznego obciążenia obydwóch łańcuchów podczas przemieszczania się pierwszego zestawu siłomierzy na całej długości konturu. 38

39 S [kn] S [kn] 250 S2 200 S4 gałąź dolna t [s] Rys S1 200 S6 gałąź górna t [s] Rys Po przejściu przez bęben łańcuchowy napędu zwrotnego pierwszy zestaw siłomierzy przemieszcza się w gałęzi górnej w czasie od 6282 s do 6465 s pomiaru (przebiegi czasowe w kolorze różowym wraz z linią trendu na rys. 1.39). Ze względu na znaczne nachylenie gałęzi górnej przenośnika w dół opory ruchu łańcucha zgrzebłowego w tej gałęzi są równoważone 39

40 S2 + S4 [kn] składową siły ciężkości (pozioma linia trendu). Sumaryczna siła w obydwóch łańcuchach na długości gałęzi górnej zmienia się w granicach od 44,1 kn do 265,3 kn przy średniej wartości wynoszącej 160,7 kn. Podczas przemieszczania się siłomierzy w gałęzi dolnej rynnociągu w górę w stronę napędu zwrotnego zarejestrowane przez siłomierze S2 i S4 obciążenie w czasie od 6467 s do 6650 s pomiaru zsumowano i przedstawiono na rys (przebiegi czasowe w kolorze czerwonym wraz z linią trendu). W miejscu zbiegania z bębna łańcuchowego napędu wysypowego sumaryczna wartość siły w łańcuchu lewym i prawym, wynosi około 50 kn. Siła sumaryczna rośnie w miarę przemieszczania się zestawu siłomierzy w stronę napędu zwrotnego i w gałęzi nabiegającej na bęben łańcuchowy napędu zwrotnego osiąga wartość około 250 kn. Sumaryczna siła w obydwóch łańcuchach na długości gałęzi dolnej zmienia się w granicach od 43,3 kn do 294,6 kn przy średniej wartości wynoszącej 138,1 kn gałąź górna gałąź dolna t [s] Rys Doświadczalne wyznaczenie sprawności bębna łańcuchowego Ze względu na rozmieszczenie elementów układu pomiarowego wyznaczono sprawność układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata. Sprawność bębnów łańcuchowych wraz z przekładnią zębatą w przenośniku zgrzebłowym wyznaczono na podstawie przebiegów czasowych sił w łańcuchu prawym i lewym zarejestrowanych przez zestawy siłomierzy oraz przebiegów czasowych momentu obrotowego zmierzone przez momentomierze zamontowane na wałach silników napędowych w napędzie wysypowym i zwrotnym. Moc przekazywaną łańcuchowi zgrzebłowemu przez bęben łańcuchowy 40

41 S [kn] wyznaczono jako iloczyn prędkości łańcucha zgrzebłowego i siły obwodowej przekazywanej na ogniwa łańcucha. Moc mechaniczną na wale silnika napędowego obliczono jako iloczyn mocy nominalnej silnika oraz stosunku zarejestrowanego momentu obrotowego i momentu nominalnego silnika. Sprawność układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata wyznaczono jako stosunek mocy przekazywanej łańcuchowi zgrzebłowemu i mocy mechanicznej na wale silnika. Siłę obwodową przekazywaną z bębna łańcuchowego na ogniwa łańcucha zgrzebłowego obliczono jako różnicę siły nabiegającej na bęben i zbiegającej z bębna łańcuchowego. Siłę nabiegającą na bęben łańcuchowy wyznaczono jako średnią wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z 2. sekundowych fragmentów przebiegów czasowych zarejestrowanych przed wejściem siłomierzy na bęben łańcuchowy, zaś siłę zbiegającą z bębna łańcuchowego jako średnią wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z 2. sekundowych fragmentów przebiegów czasowych zarejestrowanych po zejściu tych samych siłomierzy z bębna łańcuchowego. Do tego celu wykorzystano siłomierze S2 i S4 z zestawu pierwszego i siłomierze S6 i S7 z zestawu drugiego. Przykładowy sposób wyznaczenia sprawności układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata w napędzie wysypowym przenośnika nieobciążonego urobkiem przedstawiono dla sytuacji przechodzenia przez bęben łańcuchowy siłomierzy S2 i S4 z pierwszego zestawu siłomierzy. Siłę nabiegającą na bęben łańcuchowy wyznaczono jako średnią wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z dwusekundowego fragmentu przebiegów w czasie od 4302 do 4304 sekundy pomiaru zarejestrowanego przed wejściem siłomierzy S2 i S4 na bęben łańcuchowy (rys. 1.40). Średnia wartość sumarycznej siły nabiegającej na bęben S2 S4 S2 + S ,36 kn t [s] Rys

42 S [kn] wynosi 90,36 kn. Po przejściu siłomierzy S2 i S4 przez bęben łańcuchowy do gałęzi dolnej przenośnika wyznaczono z przebiegów czasowych od 4306 do 4308 sekundy pomiaru sumaryczną siłę zbiegającą w łańcuchu prawym i lewym (rys. 1.41) wynoszącą 25,14 kn S2 S4 S2 + S ,14 kn t [s] Rys Siła obwodowa przekazywana z bębna łańcuchowego na łańcuch zgrzebłowy obliczona jako różnica sumarycznej siły nabiegającej na bęben i zbiegającej z bębna łańcuchowego wynosi w tym przypadku 65,22 kn, zaś moc osiąga chwilową wartość wynoszącą 84,78 kw. Wyznaczony z przebiegów czasowych dla tych samych 2. sekundowych odcinków (rys. 1.42) średni moment obrotowy rozwijany przez silnik napędu wysypowego wynosi 722,9 Nm a moc silnika w tym fragmencie 112,25 kw. Sprawność układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata w napędzie wysypowym, wyznaczona jako stosunek mocy przekazywanej łańcuchowi zgrzebłowemu i mocy mechanicznej na wale silnika, ma wartość η A = 0,75. Przykładowy sposób wyznaczenia sprawności układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata w napędzie zwrotnym przenośnika nieobciążonego urobkiem, przedstawiono dla sytuacji przechodzenia przez bęben łańcuchowy siłomierzy S6 i S7 z drugiego zestawu siłomierzy. Siłę nabiegającą na bęben łańcuchowy wyznaczono jako średnią wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z 2. sekundowego fragmentu przebiegów w czasie od 4301 do 4303 sekundy pomiaru zarejestrowanego przed wejściem siłomierzy S6 i S7 na bęben łańcuchowy (rys. 1.43). Średnia wartość sumarycznej siły nabiegającej na bęben wynosi 183,47 kn. Po przejściu siłomierzy S6 i S7 przez bęben łańcuchowy do gałęzi górnej 42

43 S [kn] M A [Nm] przenośnika wyznaczono z przebiegów czasowych sumaryczną siłę zbiegającą w łańcuchu prawym i lewym (rys. 1.44) wynoszącą 118,49 kn ,6 Nm 715,2 Nm t [s] Rys S6 S7 S6 + S7 183,47 kn t [s] Rys Pomimo znacznie wyższych wartości sił w łańcuchu nabiegającym i zbiegającym niż w napędzie wysypowym, siła obwodowa przekazywana z bębna łańcuchowego na łańcuch 43

44 S [kn] zgrzebłowy obliczona jako różnica sumarycznej siły nabiegającej na bęben i zbiegającej z bębna łańcuchowego ma zbliżoną wartość i wynosi 64,98 kn, zaś moc osiąga chwilową wartość wynoszącą 84,48 kw. Wyznaczony z przebiegów czasowych dla tych samych dwusekundowych odcinków (rys. 1.45) średni moment obrotowy rozwijany przez silnik napędu zwrotnego wynosi 695,11 Nm a moc silnika w tym fragmencie 107,94 kw. Sprawność układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata w napędzie zwrotnym, wyznaczona jako stosunek mocy przekazywanej łańcuchowi zgrzebłowemu i mocy mechanicznej na wale silnika, ma wartość η B = 0,78. Sposób wyznaczenia sprawności układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata w napędzie wysypowym przenośnika załadowanego urobkiem, którego stopień załadowania oszacowano na 50%, przedstawiono dla sytuacji przechodzenia przez bęben łańcuchowy siłomierzy S2 i S4 z pierwszego zestawu siłomierzy. Siłę nabiegającą na bęben łańcuchowy wyznaczono jako średnią wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z 2. sekundowego fragmentu przebiegów w czasie od 4978 do 4980 sekundy pomiaru zarejestrowanego przed wejściem siłomierzy S2 i S4 na bęben łańcuchowy (rys. 1.46). Średnia wartość sumarycznej siły nabiegającej na bęben wynosi 136,27 kn. Po przejściu siłomierzy S2 i S4 przez bęben łańcuchowy do gałęzi dolnej przenośnika wyznaczono z przebiegów czasowych od 4982 do 4984 sekundy pomiaru sumaryczną siłę zbiegającą w łańcuchu prawym i lewym (rys. 1.47) wynoszącą 54,93 kn. O sumarycznej wartości siły zbiegającej z bębna napędu wysypowego decyduje wartość siły w łańcuchu prawym, gdyż łańcuch lewy luzuje się a siła w nim ma wartość zbliżoną do zera S6 S7 S6 + S ,49 kn t [s] Rys

45 S [kn] M B [Nm] ,3 Nm 694,0 Nm t [s] Rys ,27 kn S2 + S4 S2 S t [s] Rys Siła obwodowa przekazywana z bębna łańcuchowego na łańcuch zgrzebłowy obliczona jako różnica sumarycznej siły nabiegającej na bęben i zbiegającej z bębna łańcuchowego wynosi w tym przypadku 81,34 kn, zaś moc osiąga chwilową wartość wynoszącą 105,75 kw. Wyznaczony z przebiegów czasowych dla tych samych dwusekundowych odcinków (rys. 1.48) średni moment obrotowy rozwijany przez silnik 45

46 S [kn] napędu wysypowego wynosi 912,4 Nm a moc silnika w tym fragmencie 141,67 kw. Sprawność układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata w napędzie wysypowym, wyznaczona jako stosunek mocy przekazywanej łańcuchowi zgrzebłowemu i mocy mechanicznej na wale silnika, ma wartość η A = 0, S2 + S4 150 S2 S ,93 kn t [s] Rys W przedstawiony sposób wyznaczono sprawność bębnów łańcuchowych w dwóch seriach pomiarów. W serii pierwszej przeprowadzono sześć pomiarów dla przenośnika nieobciążonego urobkiem, po trzy dla każdego bębna (pomiary od 1 do 6 w tab. 1.4) obliczając średnią siłę obwodową na bębnie, moc przekazywaną z bębna na łańcuch, średni moment obrotowy na wale silnika i moc mechaniczną na wale silnika, co umożliwiło obliczenie sprawności układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata. Sprawność układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata wyznaczona w pierwszej serii pomiarów dla bębna łańcuchowego w napędzie wysypowym zmienia się w granicach od η = 0,75 do η = 0,82 a dla bębna łańcuchowego w napędzie zwrotnym od η = 0,70 do η = 0,78. Ponadto wyznaczono sprawność bębnów łańcuchowych przy założeniu sprawności przekładni zębatej na poziomie η P = 0,90, η P = 0,92 i η P = 0,94. Dla sprawności przekładni zębatej na poziomie η P = 0,92, sprawność bębna łańcuchowego w napędzie wysypowym zmienia się w granicach od η = 0,82 do η = 0,89 a dla bębna łańcuchowego w napędzie zwrotnym od η = 0,76 do η = 0,85. W drugiej serii pomiarów wyznaczono sprawność układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata w 11 pomiarach (pomiary od 7 do 17 w tabeli 1.4) przenośnika zgrzebłowego obciążonego urobkiem w różnym stopniu w ten sam sposób jak w pierwszej serii pomiarów. Określono tylko sprawność bębna wraz z przekładnią zębatą w napędzie 46

47 Seria / nr pom. / napęd Czas przejścia przez bęben [s] Śr. siła obwodowa [kn] Moc przekazywana na łańcuch [kw] Śr. moment obrotowy [Nm] Moc silnika [kw] Sprawność układu bęben - przekładnia Sprawność bębna dla ηp = 0,90 Sprawność bębna dla ηp = 0,92 Sprawność bębna dla ηp = 0,94 wysypowym ze względu na wcześniejsze zniszczenie momentomierza zamontowanego w napędzie zwrotnym. Moc rozwijana przez silnik napędu wysypowego zmienia się w tej serii pomiarów w szerszym zakresie w zależności od obciążenia przenośnika urobkiem i wartości sił w łańcuchach (od 89,45 kw do 162,20 kw). Również sprawność układu bęben łańcuchowy przekładnia zębata wyznaczona w drugiej serii zmienia się w znacznie szerszym zakresie od η = 0,54 do η = 0,80 przy średniej wartości η = 0,68. Wyznaczono sprawność bębnów łańcuchowych przy założeniu sprawności przekładni zębatych o trzech wartościach η P = 0,90; η P = 0,92 i η P = 0,94 (tabela 1.4). Przy założeniu sprawności przekładni zębatej na poziomie η P = 0,92, sprawność bębna łańcuchowego w napędzie wysypowym zmienia się w granicach od η = 0,64 do η = 0,87. Tabela 1.4 I/1/A ,22 84,78 722,9 112,25 0,75 0,84 0,82 0,80 I/2/B ,98 84,47 695,1 107,94 0,78 0,87 0,85 0,83 I/3/B ,61 74,89 685,8 106,49 0,70 0,78 0,76 0,75 I/4/A ,15 101,60 792,7 123,09 0,82 0,92 0,89 0,88 I/5/A ,74 77,66 622,6 96,67 0,80 0,89 0,87 0,85 I/6/B ,67 72,37 603,6 93,72 0,77 0,86 0,84 0,82 II/7/A ,43 73,36 588,8 91,43 0,80 0,89 0,87 0,85 II/8/A ,52 63,08 576,0 89,45 0,70 0,78 0,77 0,75 II/9/A ,61 56,70 617,7 95,92 0,59 0,66 0,64 0,63 II/10/A ,39 75,90 752,2 116,81 0,65 0,72 0,71 0,69 II/11/A ,57 100,85 924,6 143,57 0,70 0,78 0,76 0,75 II/12/A ,34 105,75 912,4 141,67 0,75 0,83 0,81 0,79 II/13/A ,57 107,34 896,6 139,22 0,77 0,86 0,84 0,82 II/14/A ,15 60,00 715,8 111,14 0,54 0,60 0,59 0,57 II/15/A ,00 71,49 765,8 118,92 0,60 0,67 0,65 0,64 II/16/A ,02 114, ,6 162,20 0,70 0,78 0,77 0,75 II/17/A ,55 104,71 978,1 151,89 0,69 0,77 0,75 0,73 47

48 M A [Nm] ,5 Nm 933,2 Nm t [s] Rys Określenie obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych napędów przenośnika Obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych w napędzie głównym (wysypowym) i pomocniczym (zwrotnym) badanego przenośnika ścianowego o długości L=245 m miały być określone na podstawie charakterystyk dynamicznych obciążeń w łańcuchu zgrzebłowym zarejestrowanych przez dwa zestawy siłomierzy. Pierwszy zestaw obejmował siłomierze S2 i S5 w łańcuchu prawym oraz S4 i S3 w łańcuchu lewym. Siłomierze w każdym łańcuchu oddalone były od siebie o 28 ogniw. Podobnie skonfigurowany był drugi zestaw składający się z siłomierzy S8 i S6 zamontowanych w prawym łańcuchu oraz S1 i S7 w lewym łańcuchu (rys. 1.19). Odległości pomiędzy zestawami w konturze łańcuchowym oraz pomiędzy siłomierzami w zestawach były tak dobrane aby możliwy był równoczesny pomiar obciążeń dynamicznych w łańcuchu lewym i prawym w miejscu nabiegania łańcucha na bęben napędowy w napędzie głównym i pomocniczym oraz w miejscu zbiegania łańcucha z bębna napędowego w napędzie głównym i pomocniczym. Podczas badań w trudnych warunkach wyrobiska podziemnego trzy siłomierze S3, S5 i S8 uległy zniszczeniu i obciążenia dynamiczne w łańcuchach nie zostały przez te urządzenia zarejestrowane. Zniszczenie siłomierza S8 spowodowało iż w miejscu jego zamontowania na konturze łańcuchowym znane było tylko obciążenie łańcucha lewego zarejestrowane siłomierzem S1. Dla potrzeb wyznaczania obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych niezbędna jest jednak znajomość obciążeń dynamicznych w obydwóch łańcuchach 48

49 równocześnie. W związku z powyższym charakterystyka dynamiczna zarejestrowana siłomierzem S1 nie była użyteczna. Do wyznaczenia obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym wykorzystano charakterystyki dynamiczne obciążeń w łańcuchu lewym i prawym zarejestrowane przez siłomierze S2 i S4 z zestawu pierwszego oraz S6 i S7 z zestawu drugiego (rys. 1.19). Ustawienie na konturze łańcuchowym par działających prawidłowo siłomierzy umożliwiało równoczesną rejestrację obciążeń dynamicznych w łańcuchu w miejscu jego nabiegania na bęben łańcuchowy w napędzie głównym i pomocniczym, a po przejściu siłomierzy przez bęben rejestrację tych obciążeń w miejscu zbiegania łańcucha z bębnów łańcuchowych w obydwóch napędach. Do analizy wybrano fragmenty 10 sekundowe charakterystyk czasowych zarejestrowane przez siłomierze w gałęzi nabiegającej przed wejściem ogniw pomiarowych na bęben łańcuchowy w napędzie głównym i pomocniczym oraz w gałęzi zbiegającej po zejściu tych ogniw z bębna łańcuchowego w napędzie głównym i pomocniczym. Dla tych fragmentów charakterystyk wyznaczono całkowite obciążenie w łańcuchu zgrzebłowym jako sumę obciążeń dynamicznych w łańcuchu ogniwowym lewym i prawym. Na tak powstałej charakterystyce wybrano fragmenty 2 sekundowe znajdujące się w gałęzi nabiegającej i w gałęzi zbiegającej przy bębnie łańcuchowym w napędzie głównym i pomocniczym. Zaznaczono na nich wartości maksymalne i minimalne obciążeń dynamicznych w łańcuchu zgrzebłowym (rys. 1.49). Rys Wartość maksymalną i minimalną obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym (indeks A) i pomocniczym (indeks B) wyznaczono z następujących wzorów (rys. 1.49): M M M M max A min A max B min B S R S R (1.1) max GA min GA max nb min nb min DA max DA min zb S R S R (1.2) max DB max nb min GB max zb S R S R (1.3) min DB min nb max GB min zb S R S R (1.4) max zb 49

50 gdzie: R nb Promień nabiegania łańcucha na bęben napędowy (min wartość minimalna, max wartość maksymalna) R zb Promień zbiegania łańcucha z bębna napędowego (min wartość minimalna, max wartość maksymalna) Amplitudy obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym wyznaczono z następujących zależności: AM AM A B M M (1.5) max A max B min A M M (1.6) Położenie ogniw łańcucha w gniazdach bębna napędowego opisano za pomocą następujących parametrów (rys. 1.50): - kąta nachylenia ogniw względem den gniazd koła ε n ; - odległości środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego u n ; - kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego w środku przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego * un. min B un * n un z Rys Modele obliczeniowe promieni nabiegania łańcucha na bęben napędowy i zbiegania łańcucha z bębna napędowego przedstawiono na rysunku 1.51 dla fazy I i na rysunku 1.52 dla fazy II. Założono, że kąt obrotu bębna napędowego należy do fazy I, gdy spełniony jest następujący warunek: 50

51 oraz do fazy II, gdy: 2 * 0 α un (1.7) z 2 * αun 2 z z (1.8) a p t S nb un un * n z p H R p 1 p R nb z K+d/2 Rys p n p t p H S nb 3 R t Rp d p 2 z z R nb K Rys Promienie nabiegania łańcucha na bęben napędowy i zbiegania łańcucha z bębna napędowego w I fazie wyprowadzono według następujących zależności (rys. 1.51): 51

52 gdzie: R nb ξ ψ d Rp cos p 1 sin (γt) ph sin( λ ) (1.9) 2 2 * ψ εn λ αun (1.10) 1 z Po podstawieniu zależności (1.10) do (1.9) otrzymano wzór na promień nabiegania: R nb R p cos ξ p 2 * d εn λ αun sin (γt) ph sin( λ ) z (1.11) 2 Dla przypadku gdy kąt obejmowania bębna przez łańcuch zgrzebłowy jest równy wielokrotności kąta podziałowego bębna 2 /z wzór na promień zbiegania jest następujący: Przy czym: R zb * ξ ε λ α d Rp cos p n un sin (γt) ph sin( λ ) (1.12) 2 ξ p arc tg R p a 2 K 2 n (1.13) u d 2 K d (1.14) 2 cos (ξ ) Promienie nabiegania łańcucha na bęben napędowy i zbiegania łańcucha z bębna napędowego w II fazie wyprowadzono według następujących wzorów (rys. 1.52): gdzie: ψ ψ λ R nb p d Rt cos (ψ 2) sin (γt ) (1.15) (1.16) Po podstawieniu zależności (1.16) do (1.15) otrzymano wzór na promień nabiegania w postaci: R nb R sin ψ3 λ sin γ (1.17) t W przypadku gdy kąt obejmowania bębna przez łańcuch zgrzebłowy jest równy wielokrotności kąta podziałowego bębna 2 /z zależność na promień zbiegania ma postać: d 2 t R zb R t 2 sin ψ3 λ z 2 d sin γ (1.18) t gdzie: 2 R R p 2 R p cos ξ ε Przy czym po przekształceniu: Z twierdzenia sinusów otrzymano: t R t 2 p H p H p n (1.19) 2 R p p 2 H 2 R p p H sin ξ 2 (1.20) p ε n 52

53 R [mm] Rp sin (ψ ) 3 sin 2 R t ξ p εn (1.21) Przy czym po przekształceniu otrzymano: ψ 3 arc sin R R t p cos ξ p ε n (1.22) Przebieg promienia nabiegania łańcucha na bęben napędowy oraz zbiegania łańcucha z bębna napędowego dla pełnego obrotu bębna pokazano na rysunku Do obliczeń komputerowych przyjęto parametry bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 7 współpracującego z dwoma łańcuchami środkowymi o wielkości 34x126. Takie same bębny łańcuchowe były zamontowane w badanym doświadczalnie przenośniku ścianowym. Wartość maksymalna promienia nabiegania łańcucha na bęben napędowy i promienia zbiegania łańcucha z bębna wynosiła 291,9 mm, natomiast wartość minimalna 276,8 mm [º] R_nb R nb R_zb R zb Rys Na rysunku 1.54 przedstawiono przebiegi 10 sekundowe obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym, zarejestrowane przez siłomierze S2 i S4 po obu stronach bębna napędowego w napędzie pomocniczym (zwrotnym): - w miejscu nabiegania łańcucha na bęben napędowy (w gałęzi dolnej) przed wejściem ogniw pomiarowych w zazębienie (rys.1.54b), - w miejscu zbiegania łańcucha z bębna napędowego (w gałęzi górnej) po przejściu ogniw pomiarowych przez bęben (rys.1.54a). 53

54 S [kn] S [kn] a) ,6 kn S2 S4 S2+S ,4 kn 50 b) t [s] ,8 kn ,6 kn S2 50 S4 S2+S t [s] Rys W analizowanym przedziale czasowym dwóch sekund wartość maksymalna rozpatrywanego obciążenia dynamicznego w łańcuchu w gałęzi górnej wynosiła 208,6 kn, a amplituda tego obciążenia była równa 65,2 kn. W gałęzi dolnej wartości te były równe odpowiednio 315,8 kn i 110,2 kn. Wartość maksymalna obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego wynosiła 52,5 knm, a amplituda tego obciążenia była równa 56,5 knm. Charakterystyki czasowe obciążeń dynamicznych w łańcuchach zarejestrowane przez siłomierze S6 i S7 w gałęzi nabiegającej na bęben łańcuchowy w napędzie głównym (przed 54

55 S [kn] S [kn] wejściem ogniw pomiarowych w zazębienie) oraz w gałęzi zbiegającej z niego (po przejściu ogniw pomiarowych przez bęben) pokazano na rysunku Wartość maksymalna obciążenia dynamicznego w łańcuchu wystąpiła w gałęzi nabiegającej na bęben napędowy i była równa 254,9 kn. Obciążenie maksymalne bębna napędowego było równe 64,9 knm, natomiast wartość minimalna tego obciążenia wynosiła 42,8 knm. a) ,9 kn ,9 kn 150 b) 100 S6 50 S7 S6+S t [s] S6 S7 S6+S ,9 kn 50 34,4 kn t [s] Rys

56 1.7 Określenie wpływu stanu napięcia łańcucha oraz wielkości nadawy na obciążenie dynamiczne bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym przenośnika ścianowego W przenośnikach zgrzebłowych łańcuch jest napinany wstępnie w czasie postoju maszyny. W praktyce realizowane jest to najczęściej poprzez skracanie łańcucha ogniwowego. Czynność ta jest jednak bardzo niebezpieczna oraz czasochłonna dlatego podczas badań doświadczalnych łańcuch napinany był wstępnie przez przesuwanie kadłuba napędu. W czasie badań doświadczalnych przenośnika zgrzebłowego o długości L = 245 m w warunkach eksploatacji podziemnej, charakterystyki czasowe obciążeń dynamicznych w łańcuchu były rejestrowane przez siłomierze S tak, jak to opisano w punkcie 1.6. Tak samo też wybierano do analizy fragmenty 10 sekundowe rozpatrywanych charakterystyk w miejscu nabiegania łańcucha na bęben napędowy oraz w miejscu jego zbiegania z bębna napędowego. W badanym przenośniku ścianowym wartość napięcia wstępnego łańcuchów była zadawana dyskretnie poprzez przesuwania kadłuba napędu pomocniczego. Początkowo zadano dużą wartość napięcia wstępnego. Gałąź górna przenośnika nie była obciążona urobkiem węglowym (rys i 1.57). Zrealizowano w ten sposób stan nieluzowania łańcuchów. Maksymalna zarejestrowana wartość obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym w pobliżu napędu pomocniczego wystąpiła w gałęzi dolnej (nabiegającej na bęben napędowy) i była równa 297,7 kn przy amplitudzie tego obciążenia równej 78,8 kn (rys. 1.56). W pobliżu napędu głównego wartości tych obciążeń były równe odpowiednio 241,6 kn i 41,7 kn (rys. 1.57). Maksymalna wartość obciążenia dynamicznego bębna napędowego w napędzie pomocniczym wynosiła 44,8 knm a w napędzie głównym była równa 63,9 knm. Po zmniejszeniu wartości napięcia wstępnego łańcuchów (poprzez przesunięcie kadłuba napędu pomocniczego do wewnątrz przenośnika) wartość maksymalna obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym w gałęzi nabiegającej na bęben łańcuchowy: - zmalała o ponad 37% do wartości 186,6 kn przy napędzie pomocniczym (rys. 1.58), oraz - zmalała o 28,7% do wartości 172,3 kn przy napędzie głównym (rys. 1.59). Maksymalna wartość obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych obliczona dla napędu głównego ze wzoru 1.1 oraz dla napędu pomocniczego ze wzoru 1.3 wynosiła wtedy: - 36,5 knm w napędzie pomocniczym (spadek o 19%), oraz - 36,2 knm w napędzie głównym (spadek o 43%). W rozpatrywanym przypadku łańcuch zgrzebłowy również znajdował się w stanie nieluzowania. 56

57 S [kn] S [kn] a) ,7 kn S2 S4 S2+S ,2 kn 50 b) t [s] ,7 kn ,9 kn S2 50 S4 S2+S t [s] Rys Podczas prowadzonych badań doświadczalnych rejestrowano obciążenia dynamiczne w łańcuchu dla różnych warunków obciążenia gałęzi górnej przenośnika urobkiem węglowym. Stopień załadowania przenośnika strugą urobku rejestrowano w procentach. Przebiegi obciążeń dynamicznych w łańcuchu zgrzebłowym w miejscu nabiegania na bęben napędowy w napędzie pomocniczym i głównym oraz w miejscu zbiegania łańcucha z bębnów napędowych, w przenośniku mocno obciążonym urobkiem węglowym (100%), 57

58 S [kn] S [kn] pokazano na rysunkach 1.60 i W rozpatrywanym przypadku łańcuch zgrzebłowy znajdował się w stanie stałego luzowania. Zmiana stanu dynamicznego łańcucha wynika ze wzrostu wydłużeń sprężystych łańcucha na skutek dużego obciążenia gałęzi górnej urobkiem (wzrost oporów ruchu). Luzy międzyogniwowe kumulowały się w miejscu zbiegania łańcucha z bębna łańcuchowego w napędzie głównym (rys. 1.61). Jest to przypadek, który występuje w przenośnikach zainstalowanych w wyrobiskach mocno nachylonych. a) ,6 kn ,9 kn 150 b) 100 S6 50 S7 S6+S t [s] S6 S7 S6+S ,0 kn 24,0 kn t [s] Rys

59 S [kn] S [kn] a) S6 S7 S6+S ,7 kn 50 65,0 kn b) t [s] S6 S7 300 S6+S ,6 kn ,1 kn t [s] Rys Wartość maksymalna obciążenia dynamicznego w łańcuchu zgrzebłowym wystąpiła w miejscu jego nabiegania na bęben łańcuchowy w napędzie pomocniczym i była równa 288,7 kn przy amplitudzie tego obciążenia równej 95,3 kn (rys. 1.60). Wartość maksymalna i amplituda obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych wynosiła: - w napędzie głównym: M max A = 40,3 knm oraz AM A = 14,7 knm, oraz - w napędzie pomocniczym: M max B = 43,1 knm oraz AM B = 44,9 knm. 59

60 S [kn] S [kn] a) S2 S4 S2+S ,3 kn ,5 kn 50 b) t [s] S2 S4 S2+S ,4 kn 50 50,9 kn t [s] Rys Zmniejszenie obciążenia gałęzi ładownej urobkiem węglowym do 70% nie spowodowało zmiany stanu dynamicznego łańcucha (rys i 1.63). Wydłużenia sprężyste łańcucha pojawiające się w ruchu były ciągle tak duże, iż łańcuch znajdował się w stanie stałego luzowania a luzy międzyogniwowe kumulowały się w miejscu jego zbiegania z bębna łańcuchowego w napędzie głównym. Wartość maksymalna obciążenia dynamicznego w łańcuchu spadła do wartości 276,2 kn a amplituda tego obciążenia zmniejszyła się do 76,5 kn. Obciążenie dynamiczne bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym i głównym 60

61 S [kn] S [kn] również uległy zmniejszeniu (w porównaniu do poprzedniego przypadku) i wynosiły: M B max = 38,5 knm, AM B = 42,1 knm, M A max = 31,6 knm oraz AM A = 7,3 knm. a) S2 S4 S2+S ,5 kn ,6 kn 50 b) t [s] ,7 kn ,4 kn S2 50 S4 S2+S t [s] Rys

62 S [kn] S [kn] a) S6 S7 S6+S ,0 kn ,6 kn b) t [s] S6 S7 S6+S S DA = 0 kn t [s] Rys W przypadku, gdy obciążenie badanego przenośnika urobkiem węglowym wynosiło 40% łańcuch zgrzebłowy znajdował się w stanie okresowego luzowania (w miejscu zbiegania łańcucha z bębna łańcuchowego w napędzie głównym pojawiły się krótkotrwałe piki obciążeń dynamicznych). Nastąpił wzrost wartości szczytowej obciążenia dynamicznego w łańcuchu w miejscu jego nabiegania na bęben łańcuchowy w napędzie pomocniczym do 329,5 kn. Bębny łańcuchowe w napędzie głównym i pomocniczym były obciążone momentami o wartości 62

63 S [kn] S [kn] maksymalnej odpowiednio 71,7 knm i 54,2 knm (rys i 1.65). Zwiększone wartości obciążeń dynamicznych w łańcuchu oraz obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym potwierdzają fakt, iż stan okresowego luzowania się łańcucha zgrzebłowego jest najbardziej niekorzystnym stanem dynamicznym łańcucha w przenośniku ścianowym. a) ,6 kn S2 S4 S2+S ,0 kn 50 b) t [s] ,2 kn ,7 kn 100 S2 50 S4 S2+S t [s] Rys

64 S [kn] S [kn] a) S6 S7 S6+S ,4 kn 87,9 kn b) t [s] S6 S7 S6+S S DA = 0 kn t [s] Rys

65 S [kn] S [kn] a) ,3 kn S2 S4 S2+S ,6 kn 50 b) t [s] ,5 kn ,0 kn S2 50 S4 S2+S t [s] Rys

66 S [kn] S [kn] a) S6 S7 S6+S7 245,6 kn ,5 kn 50 b) t [s] S6 S7 S6+S ,7 kn t [s] Rys

67 2 Doświadczalne badania zachowania się ogniw na bębnie łańcuchowym oraz urobku w gniazdach napędu przenośnika 2.1 Wyselekcjonowanie bębnów łańcuchowych do badań określających formy i stopień zużycia gniazd i zębów oraz określenie warunków górniczo-geologicznych i górniczotechnicznych wyrobisk, w których pracowały. Na podstawie rozeznania dokonanego w kopalniach Kompanii Węglowej S.A. i Katowickiego Holdingu Węglowego S.A. określono jakiego rodzaju bębny łańcuchowe najczęściej stosowane są w przenośnikach zgrzebłowych. Stwierdzono, że ze względu na wymuszone przez względy ekonomiczne stałe zwiększanie się koncentracji wydobycia i postępu dobowego ścian, stosowane są coraz większe zarówno pod względem gabarytowym, jak i zainstalowanej mocy maszyny górnicze. Stosowane są przenośniki zgrzebłowe o łańcuchach od 2x26x92 do 2x42x146. Najczęściej spotykane są jednak przenośniki o łańcuchach 2x30x108 oraz 2x34x126. Do współpracy z takimi łańcuchami najczęściej stosuje się bębny o liczbie zębów 7, rzadziej 6 lub 8. Producentami bębnów przenośników zgrzebłowych stosowanych w obu spółkach górniczych są: GLINIK S.A., RYFAMA S.A., NOWOMAG S.A., DBT GmbH (obecnie Bucyrus International Inc.) i Halbach & Braun Industrieanlagen GmbH. Spośród wszystkich wymienionych producentów, w kopalniach objętych analizą najczęściej stosowane są bębny Rybnickiej Fabryki Maszyn RYFAMA S.A. Do badań określających formy i stopień zużycia gniazd i zębów brano pod uwagę jedynie bębny przenośników zgrzebłowych, które zostały zdemontowane z maszyn i wycofane z eksploatacji. Branie pod uwagę bębnów przenośników będących w ruchu nie było możliwe ze względu na konieczność utrzymania ciągłości produkcji ścian węglowych w kopalniach. W wyborze bębnów do analizy zwracano szczególnie uwagę na egzemplarze, w których występowały problemy eksploatacyjne, takie jak: przeskakiwanie ogniw łańcucha na bębnie, zakleszczanie ogniw i zgrzebeł, zrywanie łańcucha oraz takie, w których występowały wyraźne ubytki: wytarcia gniazd i zębów, wyłamania zębów. Ostatecznie wyselekcjonowano kilkanaście bębnów. Dla wszystkich wyselekcjonowanych bębnów i przenośników, w których były zainstalowane, zostały określone następujące parametry: liczba zębów, wielkość łańcucha, producent, miejsce zainstalowania na przenośniku (wysypowy czy zwrotny), czas eksploatacji, masa przetransportowanego urobku, producent i typ przenośnika, gabaryty rynny przenośnika, zainstalowana moc silników napędowych, rodzaj sprzęgieł, przełożenie przekładni, nazwa kopalni i numer ściany, w której pracowały, nachylenie podłużne ściany oraz średni udział skały płonnej w transportowanym urobku. Wybrane parametry zamieszczono w tab

68 liczba zębów wielkość łańcucha (d x p) w - wysypowy z - zwrotny od rrrr-mm-dd do rrrr-mm-dd masa przetransportowanego urobku [tona] producent kopalnia Tabela 2.1. czas eksploatacji 7 30x108 w Glinik KWK x126 w Ryfama KWK x108 w Ryfama KWK x108 w Ryfama KWK x108 z Ryfama KWK x126 w Ryfama KWK x126 w Ryfama KWK x126 z Ryfama KWK x108 w Ryfama KWK x126 w 7 34x126 z Ryfama KWK 6 Ryfama KWK x108 w DBT KWK x108 w+z Nowomag KWK x108 w+z Nowomag KWK x134 z Halbach Braun KWK x108 w Nowomag KWK Rozeznanie i dokonanie wyboru metody odwzorowania form geometrycznych zarysu gniazd i zębów bębnów do postaci cyfrowej umożliwiającej dalszą analizę. Zasadniczy podział przestrzennych urządzeń skanujących wynika z metody pomiaru skanowanego obiektu. Stąd dzielimy je na stykowe i bezstykowe (optyczne). Cechą charakterystyczną skanerów stykowych jest to, iż dokonywany przez nie pomiar skanowanego obiektu odbywa się za pośrednictwem głowicy pomiarowej przesuwanej bezpośrednio po jego powierzchni. Do grupy skanerów bezstykowych zalicza się te 68

69 urządzenia, w których podczas pomiaru geometrii nie dochodzi do bezpośredniego kontaktu głowicy skanującej z powierzchnią obiektu czyli skanery laserowe, a także skanery wykorzystujące różne metody wizyjne (skanery prążkowe, urządzenia wykorzystujące światło strukturalne). Rys. 2.1 Przy wyborze technologii trójwymiarowego odwzorowania form geometrycznych zarysu gniazd i zębów bębnów w szczególności brano pod uwagę: dostępność metody oraz jej koszt, dokładność pomiaru, czas potrzebny na przygotowanie aparatury i mierzonych obiektów, możliwości pomiarowe urządzeń w odniesieniu do masy i gabarytów mierzonych obiektów, możliwości transportowe bębnów przenośników do laboratoriów wyposażonych w urządzenia pomiarowe lub urządzeń pomiarowych do laboratoriów Politechniki Śląskiej, w których zebrano bębny. Do odwzorowania bębnów wybrano dwie metody: stykową na stanowisku pomiarowym maszyny współrzędnościowej w Parku Naukowo Technologicznym Politechniki Śląskiej TECHNOPARK GLIWICE oraz bezstykową z wykorzystaniem skanera światła strukturalnego. Pierwsza metoda została wykorzystana do pomiaru wybranych kilkunastu najciekawszych i najbardziej charakterystycznych przypadków zużycia gniazd na bębnach, ale tylko dla bębnów dzielonych, które można rozmontować na elementy o masie i gabarytach umożliwiających umieszczenie ich na stole maszyny współrzędnościowej. Pomiar pozostałych bębnów wykonano z wykorzystaniem drugiej metody, pozwalającej na odwzorowanie całych bębnów. W przypadku tej metody aparaturę pomiarową można sprowadzić i zainstalować w laboratorium Politechniki Śląskiej, co pozwoli uniknąć transportu bębnów, których masa wraz z wałem napędowym dochodzi do 1000 kg. 69

70 2.3 Opracowanie metod pomiaru stereometrii gniazd i zębów bębnów łańcuchowych. Przed przystąpieniem do pomiarów zarówno bębny jak i stanowiska pomiarowe musiały zostać odpowiednio przygotowane. Przede wszystkim z powierzchni bębnów została usunięta powłoka korozyjna w stopniu umożliwiającym dokonanie pomiarów, ale nie naruszającym struktury powierzchni gniazd i zębów. Usunięcie jej było konieczne, ponieważ spowodowane przez nią spęcznienie powierzchniowej warstwy materiału powodowałoby błędy pomiarowe. Po oczyszczeniu bębny, w których było to możliwe, zostały rozmontowane, a następnie oznaczono odpowiednio wszystkie zęby i gniazda. Wyznaczono powierzchnie i elementy bazowe na bębnach służące do odpowiedniego zorientowania osi współrzędnych modeli wirtualnych w przestrzeni. Przed przystąpieniem do pomiarów wykonano dokładną dokumentację fotograficzną wszystkich bębnów. W celu sprawnego i prawidłowego przeprowadzenia pomiarów za pomocą skanera światła strukturalnego opracowano plany rozmieszczenia bębnów, aparatury pomiarowej i oświetlenia. 2.4 Przeprowadzenie pomiarów zarysu bębnów łańcuchowych w przestrzeni trójwymiarowej. Przeprowadzono pomiary stereometryczne dziesięciu bębnów metodą bezstykową z wykorzystaniem skanera światła strukturalnego. Pomiary zostały wykonane w hali technologicznej Instytutu Mechanizacji Górnictwa Wydziału Górnictwa i Geologii Politechniki Śląskiej przez specjalistyczną firmę. Poniżej zamieszczono dokumentację fotograficzną przeprowadzonych pomiarów (rys. 2.2). Wynikiem skanowania są komputerowe modele bębnów, których stereometria została porównana z modelami o zarysie nominalnym. Drugą metodą pomiaru bębnów była metoda stykowa. Wykorzystano w tym celu współrzędnościową maszynę pomiarową Zeiss ACCURA 7. Maszyna ta posiada konstrukcję portalową o przestrzeni roboczej mm, pozwalającą na realizację szerokiej gamy zadań pomiarowych z wysoką dokładnością. Dla potrzeb pomiaru gniazd bębnów łańcuchowych użyto czterech układów trzpieni, w które wyposażona była głowica pomiarowa. Pierwszy z nich wykorzystany został do zdefiniowania położenia i orientacji przestrzennej lokalnego układu współrzędnych XYZ (układu współrzędnych przedmiotu) związanego z bębnem łańcuchowym, dla którego realizowany był pomiar. Pozostałe trzy stosowane były natomiast podczas digitalizacji powierzchni gniazd bębnów łańcuchowych, w zależności od ich położenia w przestrzeni pomiarowej maszyny współrzędnościowej. Zastosowana maszyna współrzędnościowa współpracowała z oprogramowaniem Calypso wykorzystanym do definicji lokalnego układu współrzędnych mierzonego bębna łańcuchowego oraz oprogramowaniem Dimension wykorzystanym w procesie digitalizacji gniazd bębnów łańcuchowych. 70

71 Rys. 2.2 Dla potrzeb digitalizacji gniazd bębnów łańcuchowych punkty pomiarowe zbierane były z krokiem co 1 mm wzdłuż linii równoległych. Linie skanowania rozmieszczone były przy tym w odstępach co 1 mm. Dla potrzeb dalszych analiz wynik pomiaru w postaci zbioru współrzędnych przestrzennych chmury punktów pomiarowych gniazd bębnów łańcuchowych eksportowany był do plików w formacie *.igs. Możliwe było dzięki temu dalsze przetwarzanie danych pomiarowych z wykorzystaniem między innymi programów typu CAD, a także wizualizację wyników pomiarów. 2.5 Wykonanie trójwymiarowych modeli bębnów łańcuchowych o zarysie nominalnym. Do analizy porównawczej zarysu bębnów poddanych pomiarom z ich zarysem nominalnym konieczne było dysponowanie przestrzennymi wirtualnymi modelami o takim 71

72 zarysie. Modele bębnów utworzono za pomocą programu AutoCAD wykorzystując jego trójwymiarowe możliwości graficzne. Na rysunku 2.3 przedstawiono pełny model bębna utworzonego tą metodą. Zarys modeli utworzono w oparciu o wymiary normowe bębnów oraz w oparciu o rysunki techniczne uzyskane od producentów przenośników zgrzebłowych. Ze względu na modyfikacje kształtu zębów i gniazd bębnów w stosunku do podstawowych wymiarów normowych, wprowadzane przez producentów w celu poprawy współpracy łańcucha z bębnem, występuje duże zróżnicowanie zarysów bębnów. Z tego powodu dla każdego bębna poddanego pomiarom zachodziła konieczność utworzenia odrębnego modelu. Na rysunku 2.4 przedstawiono przykłady modeli pojedynczych zębów odpowiednio dla bębnów różnych producentów oznaczonych parametrami z - d x p gdzie z oznacza liczbę zębów na bębnie, d x p wielkość łańcucha współpracującego z bębnem. Oprócz różnic wynikających z wymiarów podstawowych bębny różnią się: kształtem powierzchni wnętrza gniazd, wysokością położenia dna gniazd, kątem pochylenia czołowej powierzchni głowy zęba, promieniami zaokrągleń na głowie i stopie zęba, itd. Rys

73 6-30x108 Ryfama 7-30x108 Glinik 8-30x108 Ryfama Rys Analiza przeprowadzonych pomiarów bębnów w odniesieniu do ich zarysu nominalnego. Uzyskane w trakcie pomiarów bębnów wirtualne modele poddano analizie i obróbce przy użyciu programu komputerowego GOM Inspect. Program ten umożliwia szybkie i precyzyjne oględziny, a także pomiar zeskanowanej powierzchni zewnętrznej dowolnych brył. Na rysunku 2.5 przedstawiono widoki jednego z modeli bębnów uzyskanego przez skanowanie skanerem światła strukturalnego. rys. 2.5 Przeprowadzona analiza zarysu powierzchni bębnów pozwoliła na określenie rodzajów zużycia bębnów oraz miejsc na powierzchni zębów ulegających szczególnie 73

74 intensywnej degradacji. Wśród rodzajów zużycia wyróżniono m.in.: ścieranie powierzchni gniazd i zębów, wykruszenie materiału, wyłamania, odkształcenia plastyczne. Stopień zużycia bębnów łańcuchowych określono przez nałożenie rzeczywistego zarysu bębnów na zarys modeli nominalnych i porównanie ich. Dopiero po nałożeniu konturów zarysów rzeczywistych i nominalnych uwidoczniła się skala zużycia bębnów. W zaprezentowanym przykładzie przedstawiono bęben w widoku prostopadłym do jego osi obrotu (rys. 2.6) oraz cztery przekroje przez rowki zębne tego samego bębna łańcuchowego: LP, LL, PP, PL (rys. 2.7), na których widać silne jednostronne zużycie ścierne flanki zębów oraz nadmierne pogłębienie gniazd zarówno w kierunku osi zęba, jak i dna gniazda. Rys. 2.6 Silne zużycie gniazd na roboczej flance zębów jest przyczyną powstawania innych uszkodzeń bębnów, których przykład zaprezentowano na rysunku 2.8. Nieprawidłowe osiadanie tylnych torusów ogniw poziomych w wytartych gniazdach powoduje wycieranie torusem przednim ogniwa poziomego przedniej części gniazda (A). Po starciu utwardzonej obróbką cieplną zewnętrznej powierzchni bębnów, ogniwa łańcucha mają kontakt z materiałem nieutwardzonym, a na skutek działania dużych sił i nacisków dochodzi do odkształceń plastycznych powierzchni w miejscach styku z ogniwami (B). Zbyt głęboko osiadające ogniwa w silnie zdeformowanych gniazdach (C) kleszczą się i w czasie wyzębiania łańcucha są z dużą siłą wyrywane, co powoduje odrywanie fragmentów osłabionych zębów (D) lub ich całkowite wyłamanie (E). 74

75 Rys. 2.7 B A A D E B D C Rys

76 2.7 Określenie wymaganych parametrów technicznych aparatury do rejestracji przebiegu współpracy łańcucha z bębnem przenośnika zgrzebłowego. W celu analizy przebiegu zazębienia ogniw łańcucha zgrzebłowego z bębnem napędowym konieczne jest dysponowanie aparaturą optyczną do rejestracji procesów szybkozmiennych. Umożliwiają to tzw. kamery szybkie, mogące rejestrować obraz z prędkością od kilkuset fps wzwyż. Ze względu na prędkość łańcuchów zgrzebłowych badanych przenośników wynoszącą 0,7 1,5 m/s, konieczne jest dysponowanie kamerą szybką o możliwości rejestracji co najmniej 500 fps, z rozdzielczością ponad 1Mpks. Przy takich parametrach kamery, możliwe jest zarejestrowanie położenia łańcucha w ruchu co ok. 2mm. Optymalnym rozwiązaniem dla obserwacji przebiegu zazębienia łańcucha i bębna jest zastosowanie kamery o prędkości 1000 fps. Po dokonaniu rozeznania wśród producentów i typów specjalistycznego sprzętu optycznego, zdecydowano się zastosować do badań kamerę szybką TROUBLESCHOOTER HR firmy FASTEC IMAGING. Kamera ta umożliwia rejestrację obrazu z prędkością 500 fps przy rozdzielczości 1280x1024 pks oraz 1000 fps przy rozdzielczości 1280x512 pks lub 640x480 pks. Możliwa jest również rejestracja obrazu ze znacznie większą prędkością (max fps) lecz przy ograniczonej rozdzielczości. Nie mniej ważny od kamery jest wybór odpowiedniego obiektywu, o dużej jasności (minimalna liczba przysłony 0,9) i niskiej dystorsji w całym zakresie obrazu oraz bliskiej zeru w centrum pola obrazowego. Zastosowanie takiego obiektywu pozwoli uniknąć błędów pomiarowych względnych przemieszczeń ogniw łańcucha w gniazdach bębna spowodowanych zniekształceniami obrazu w układzie optycznym obiektywu. Ze względu na trudność dostępu do rejestrowanych obiektów (zwarta zabudowa bębna przenośnika zgrzebłowego), zastosowany obiektyw powinien cechować się również małą odległością przedmiotową poniżej 0,5m. 2.8 Dostosowanie optycznej aparatury do rejestracji procesów szybkozmiennych dla potrzeb analizy kinematyki współpracy łańcucha i bębna przenośnika zgrzebłowego. Najistotniejszym etapem dostosowania aparatury optycznej do celów pomiarowych było wyznaczenie wzorów korekcji dystorsji układu obiektyw kamera (rys. 2.9). Ponieważ dystorsja obiektywu zmienia się w zależności od zastosowanej przysłony jak również w zależności od odległości przedmiotowej, zostały wyznaczone wzory korekcyjne w zależności od obu tych parametrów. Zależności te zostały wyznaczone w oparciu o zarejestrowane obrazy specjalnie utworzonych tablic wzorcowych (rys. 2.10). Rejestracja obrazu za pomocą kamery szybkiej wymaga zastosowania specjalnego oświetlenia. Czas rejestracji pojedynczej klatki filmu jest bardzo krótki (1/1000 s lub krótszy), co przy niskiej czułości matryc stosowanych w kamerach wymaga użycia bardzo silnego 76

77 światła. Innym problemem związanym z filmowaniem kamerą szybką jest rejestrowanie momentów przygasania światła. Ponieważ rejestrowanie obrazu odbywa się z częstotliwością znacznie przekraczającą częstotliwość sieci zasilającej żarówki oświetleniowe, na zarejestrowanym materiale filmowym obserwowana jest pulsacja oświetlenia związana ze zmianą biegunowości zasilania. Żeby zapewnić ciągłość oświetlenia przy jednoczesnej wysokiej jego jasności, skonstruowano specjalny układ oświetleniowy, składający się z trzech lamp halogenowych, każda o mocy 1000W. Żarniki halogenowe cechują się wysoką temperaturą pracy, a co za tym idzie, przygasanie światła w momencie zmiany polaryzacji zasilania jest minimalne. Lampy te zainstalowane na specjalnych statywach rozmieszczonych wokół bębna przenośnika, połączone zostały w układ zasilający prądu trójfazowego (każda lampa w innej fazie), co pozwoliło na uzyskanie wystarczająco ciągłego oświetlenia potrzebnego do przeprowadzenia badań x1024 f = 2,8 L=1213 mm Przed korekcją Po korekcji Rys. 2.9 Rys

78 2.9 Przystosowanie przenośnika zgrzebłowego w rejonie napędu wysypowego dla potrzeb instalacji aparatury rejestrującej i osprzętu. Ruch obrotowy bębna przenośnika oraz ruch nabiegających na niego ogniw łańcucha odbywa się w jednej płaszczyźnie. W celu przeprowadzenia prawidłowej analizy tego ruchu konieczne było takie umieszczenie kamery, aby oś optyczna obiektywu była prostopadła do płaszczyzny ruchu obserwowanych obiektów. Ponieważ z tego kierunku bęben i łańcuch są niewidoczne, gdyż zasłania je boczna blacha wysypu przenośnika, badań nie można było przeprowadzić na dowolnym przenośniku zgrzebłowym. Filmowanie z umieszczonej we właściwej pozycji kamery wymagało wycięcia odpowiednio dużych otworów w blachach bocznych, co dyskwalifikuje przenośnik do ponownego zastosowania w warunkach przemysłowych. Badania musiały być więc przeprowadzone na przenośniku specjalnie do tego celu przeznaczonym. Biorąc pod uwagę minimalną odległość przedmiotową stosowanego obiektywu kamery oraz kąt widzenia kamery, należało w bocznej blasze o grubości kilkudziesięciu milimetrów wypalić otwory o wymiarach 600 x 200 mm, zwracając uwagę, aby w czasie tej operacji nie uszkodzić łożyska w którym jest osadzony bęben łańcuchowy Wybór i oznaczenie punktów kontrolnych na ogniwach łańcucha i zębach bębna przenośnika zgrzebłowego w celu określenia ich względnych przemieszczeń w czasie współpracy. Przeprowadzenie dokładnej analizy ruchu łańcucha przenośnika zgrzebłowego w oparciu o zarejestrowany materiał filmowy wymagało określenia stałych, łatwych w identyfikacji i zawsze w czasie ruchu łańcucha widocznych w obrębie kadru punktów odniesienia na poszczególnych elementach przenośnika zgrzebłowego. W tym celu naklejono na zęby bębna oraz na ogniwa łańcucha naklejki z oznaczonymi szachownicami punktami orientacyjnymi (rys. 2.11). Na naklejkach na każdym zębie bębna znajdowały się po cztery punkty, a na naklejkach na ogniwach łańcucha po dwa. Takie oznaczenie pozwoliło na określenie trajektorii ruchu ogniw, a także kątów ustawienia ogniw łańcucha względem zębów bębna oraz względem innych ogniw. Ponadto dla identyfikacji współpracujących w danej chwili elementów, zęby bębna oznaczono literami, a każdą parę ogniw (ogniwo poziome i następujące po nim pionowe) liczbami dwucyfrowymi, z których pierwsza oznaczała wybrany odcinek łańcucha pomiędzy dwoma kolejnymi zgrzebłami, a druga kolejną parę ogniw w tym odcinku łańcucha. Oznaczenie punktów orientacyjnych za pomocą szachownic podyktowane było wymogami programu komputerowego TEMA MOTION 2D, którego użyto do analizy ruchu. Program ten pozwala śledzić jednocześnie położenie dowolnej liczby punktów na 78

79 zarejestrowanym filmie, określać na bieżąco zmianę odległości między nimi oraz wartości kątów pomiędzy prostymi wyznaczonymi przez dowolne dwie pary punktów. Rys Rejestracja przebiegu nabiegania ogniw łańcucha zgrzebłowego na bęben oraz zmian położenia ogniw w gniazdach bębna w czasie ruchu przenośnika pustego oraz w czasie ruchu przenośnika, na którym w gniazdach bębna zalegają bryły urobku. Po zainstalowaniu aparatury rejestrującej na stanowisku przeprowadzono kilka serii badań. Ze względu na ograniczoną pojemność pamięci operacyjnej kamery jednorazowo rejestrowano dwusekundowy film co odpowiadało przesunięciu łańcucha zgrzebłowego na odcinku o długości około dwóch podziałek zgrzebeł. Aby zebrać odpowiednią ilość materiału do analizy proces rejestracji należało wielokrotnie powtórzyć. Praca łańcucha w pustym i czystym przenośniku zgrzebłowym zdecydowanie różni się od pracy łańcucha zanieczyszczonego i obciążonego urobkiem. Zanieczyszczenie pyłem powoduje wzrost tarcia w przegubach łańcucha i miejscach styku łańcucha z bębnem, natomiast urobek o większym sortymencie może np. wpadać w gniazda bębna powodując podbijanie ogniw łańcucha. Przeprowadzenie rejestracji ruchu łańcucha obciążonego rzeczywistym urobkiem nie mogło być zrealizowane, ponieważ urobek przechodząc przez bęben zasłoniłby łańcuch i zabrudził oznaczenia punktów kontrolnych na łańcuchu co uniemożliwiłoby przeprowadzenie analizy ruchu. Żeby zasymulować zanieczyszczenie łańcucha urobkiem i zwiększyć tarcie w przegubach łańcucha, tylny i przedni torus każdego ogniwa poziomego oklejono paskiem płótna ściernego. Oklejono w ten sposób odcinki łańcucha na długości dwóch podziałek zgrzebeł, na każdym odcinku płótnem o innej wielkości ścierniwa. Uzyskano w ten sposób warunki tarcia zbliżone do tych jakie występują w przegubach łańcucha zużytego lub skorodowanego. 79

80 Zarejestrowanie przebiegu pracy łańcucha podbijanego przez elementy wpadające pomiędzy ogniwa a dno gniazda lub pomiędzy zgrzebła a powierzchnię walcową bębna wymagało przymocowania do łańcucha odpowiedniej grubości podkładki. Podkładki wykonano z klocków drewnianych. Zastosowany materiał na klocki miał wystarczającą wytrzymałość, aby spowodować podniesienie łańcucha, a jednocześnie niewielką twardość, przez co naciski wywoływane przez łańcuch poprzez klocki na dno gniazda nie mogły spowodować zniszczenia jego powierzchni. Podkładki ukształtowano tak, żeby nie przeszkadzały w swobodnym obracaniu się sąsiednich ogniw łańcucha, a jednocześnie żeby przylegały do walcowych powierzchni ogniw poziomych i opierały się o dna gniazd bębna (rys. 2.12). Podkładki zamocowano na środku pomiarowego odcinka łańcucha pomiędzy dwoma sąsiednimi zgrzebłami. Dzięki takiemu ich usytuowaniu można było obserwować zachowanie się zarówno ogniw poprzedzających miejsce podbicia łańcucha, jak i ogniw wchodzących w zazębienie z bębnem bezpośrednio po tym miejscu. Rys Analiza i wyznaczenie względnych przemieszczeń ogniw i gniazd bębna w oparciu o zarejestrowany materiał filmowy Analizę ruchu łańcucha zgrzebłowego przeprowadzono wykorzystując program komputerowy TEMA MOTION 2D. W programie tym dla każdego analizowanego materiału filmowego definiowano wybrane punkty orientacyjne w momencie ich pojawiania się w obrębie kadru. Dla uniknięcia pomyłek przy dużej liczbie punktów i jednoznacznego określenia każdego z nich, wprowadzono odpowiedni system oznaczeń. Podstawowe oznaczenie punktów na zębach bębna to duże litery alfabetu od A do G (w przypadku bębna o 80

81 7 zębach), natomiast na ogniwach łańcucha to dwie cyfry, z których pierwsza oznaczała wybrany odcinek łańcucha pomiędzy dwoma kolejnymi zgrzebłami, a druga kolejną parę ogniw w tym odcinku łańcucha. Oznaczenia dodatkowe punktów to : H punkt położony na ogniwie poziomym, V punkt położony na ogniwie pionowym, L punkt lewy na danym elemencie, P punkt prawy na danym elemencie. Po zdefiniowaniu wybranego punktu oznaczonego szachownicą na ogniwie łańcucha lub zębie bębna, przeprowadzano analizę ruchu, polegającą na określeniu jego położenia na kolejnych klatkach filmu. Użyty program pozwala na automatyczne śledzenie zdefiniowanych punktów. Podstawowym wynikiem takiej analizy były zbiory punktów określających trajektorię każdego punktu orientacyjnego w kartezjańskim układzie odniesienia, którego początek znajdował się w lewym dolnym rogu kadru. Wprowadzając do programu dane dotyczące korekty dystorsji obiektywu kamery oraz skalę odwzorowania obrazu uzyskiwano przetransponowanie współrzędnych X i Y obserwowanych punktów z pikseli na milimetry. Naniesienie wykresu trajektorii ruchu punktów na obraz filmu umożliwiło analizę zmian położenia ogniw łańcucha, które nie są widoczne nawet na filmie odtwarzanym w zwolnionym tempie. Prezentowane rysunki przedstawiają kilka wybranych klatek filmu z naniesioną trajektorią punktów na parze ogniw oznaczonych cyframi 43. Kolejno na rysunkach przedstawiono sytuację, w której: - analizowana para ogniw nie weszła jeszcze w kontakt z bębnem 123 ms filmu (rys. 2.13), - przedni torus ogniwa poziomego 43H oparł się o dno gniazda za zębem E 174 ms filmu (rys. 2.14), - tylny torus ogniwa poziomego 43H oparł się o dno gniazda przed zębem F 318 ms filmu (rys. 2.15), - przedni torus ogniwa poziomego 44H oparł się o dno gniazda za zębem F, od tej chwili para ogniw 43 nie zmienia swojego położenia względem bębna. 436 ms filmu (rys. 2.16). Przedstawiona sytuacja obrazuje normalny przebieg wchodzenia pary ogniw (poziomego i pionowego) w zazębienie z bębnem. Dla analizowanego przypadku, przy prędkości łańcucha zgrzebłowego 0,7 m/s, proces ten trwa przeciętnie 260 ms. Przy niezakłóconej niczym pracy łańcucha proces zazębiania charakteryzuje się dużą powtarzalnością dla każdej kolejnej pary ogniw. Na rysunku 2.17 przedstawiono trajektorie nabiegania pięciu kolejnych par ogniw łańcucha na bęben. Przed wejściem w zazębienie ogniwa łańcucha poruszają się ruchem oscylacyjnym wzdłuż prostej nabiegania na bęben. Ruch oscylacyjny wywołany jest okresową zmianą promienia nabiegania łańcucha na bęben spowodowaną kształtowym sprzężeniem ogniw poziomych łańcucha z wielobokiem bębna. Po wejściu w zazębienie ogniwa poruszają się po łukach. Górny pęk krzywych na rysunku 2.17 odpowiada trajektoriom punktów 81

82 orientacyjnych na ogniwach pionowych, zaś dolny pęk krzywych trajektoriom na ogniwach poziomych. Kolorem czarnym oznaczono trajektorie punktów na zębach bębna. Rys Rys Rys Rys

83 [mm] 52 - hala odc 3/31HL [x/y] 52 - hala odc 3/31HP [x/y] 52 - hala odc 3/31VL [x/y] 52 - hala odc 3/31VP [x/y] 52 - hala odc 3/32HL [x/y] 52 - hala odc 3/32HP [x/y] 52 - hala odc 3/32VL [x/y] 52 - hala odc 3/32VP [x/y] 52 - hala odc 3/33HL [x/y] 52 - hala odc 3/33HP [x/y] 52 - hala odc 3/33VL [x/y] 52 - hala odc 3/33VP [x/y] 52 - hala odc 3/34HL [x/y] 52 - hala odc 3/34HP [x/y] 52 - hala odc 3/34VL [x/y] 52 - hala odc 3/34VP [x/y] 52 - hala odc 3/35HL [x/y] 52 - hala odc 3/35HP [x/y] XY (52) T=0,0 ms 52 - hala odc 3/35VL [x/y] 52 - hala odc 3/35VP [x/y] 52 - hala odc 3/BL [x/y] 52 - hala odc 3/BP [x/y] 52 - hala odc 3/CL [x/y] 52 - hala odc 3/CP [x/y] 52 - hala odc 3/DL [x/y] 52 - hala odc 3/DP [x/y] 52 - hala odc 3/EL [x/y] 52 - hala odc 3/EP [x/y] 52 - hala odc 3/FL [x/y] 52 - hala odc 3/FP [x/y] 52 - hala odc 3/GL [x/y] 52 - hala odc 3/GP [x/y] [mm] Rys Użyty do analizy ruchu program oprócz wyznaczenia trajektorii punktów umożliwia przeanalizowanie przebiegu wartości X i Y współrzędnych punktów w czasie oraz innych wielkości geometrycznych wynikających z wartości współrzędnych, takich jak kąty pomiędzy prostymi przechodzącymi przez dowolne pary punktów lub odległości między punktami. Dla tych samych ogniw, których trajektorie przedstawiono na rysunku 2.17, zaprezentowano na rysunku 2.18 czasowe przebiegi wartości współrzędnej Y punktów orientacyjnych. Analiza przebiegu tej zmiennej w czasie 1,4 sekundy pokazuje dużą powtarzalność i regularność procesu zazębienia. Krzywe w kolorach czerwonym i pomarańczowym odpowiadają punktom na ogniwach pionowych, niebieskie na ogniwach poziomych, natomiast różowe i zielone punktom na zębach bębna. Na rysunku 2.19 przedstawiono odpowiadający temu samemu okresowi przebieg zmian kąta miedzy kolejnymi ogniwami łańcucha. Kolorem czerwonym oznaczono zmianę kąta pomiędzy ogniwem poziomym i następującym po nim ogniwem pionowym, natomiast kolorem zielonym zmianę kąta pomiędzy ogniwem pionowym i następującym po nim ogniwem poziomym. Gwałtowne załamania w przebiegu krzywych zielonych w 219 ms, 481 ms, 750 ms oraz 1002 ms odpowiadają chwili zetknięcia się przedniego torusa ogniw poziomych z gniazdami bębna. Jest to moment ustabilizowania się położenia ogniw pionowych względem bębna, co na rysunku 2.19 uwidacznia górne załamanie i wypoziomowanie się krzywych czerwonych. Osadzanie tylnych torusów ogniw poziomych następowało w 372 ms, 639 ms, 890 ms oraz 1158 ms, czemu odpowiada drugie, górne załamanie się krzywych zielonych. Zakłócenia w przebiegu krzywych widoczne na rysunkach 2.18 i 2.19 między 110 ms a 150 ms spowodowane są chwilową utratą śledzenia jednego z punktów kontrolnych na ogniwie. Naklejka w obrębie tego punktu została nieznacznie zabrudzona, co w połączeniu z przyciemnionym obrazem na brzegach kadru wywołanym winietowaniem obiektywu spowodowało zaburzenia w czytelności szachownicy punktu kontrolnego. 83

84 [mm] YT (52) T=0,0 ms [ms] Rys [degrees] AT (52) - kąty pomiędzy ogniwami T=0,0 ms [ms] Rys Istotnym efektem przeprowadzonych badań zachowania się ogniw na bębnie łańcuchowym było doświadczalne wyznaczenie kąta odchylenia pomiędzy ogniwem poziomym i następującym po nim ogniwem pionowym pojawiający się w napiętym łańcuchu w momencie gdy ogniwo poziome dotknie torusem przednim dna gniazda. Zgodnie z przyjętym w tej pracy po raz pierwszy założeniem w matematycznym modelu zazębienia, siły tarcia w przegubie łańcucha oraz pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda powodują odchylenie ogniwa pionowego pomimo tego, że ogniwo poziome ma na bębnie tylko jeden punkt styku. Kąt odchylenia sukcesywnie rośnie, aż do chwili zetknięcia 84

85 się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba. W przedstawionym na rysunku 2.19 przykładzie przyrost kąta odchylenia można zaobserwować w okresach pomiędzy osadzeniem przedniego i tylnego torusa ogniwa poziomego, w przebiegu krzywych oznaczonych kolorem czerwonym. Dla przeanalizowanych w tym przypadku przebiegów na czterech kolejnych parach ogniw stwierdzono, że kąt odchylenia narastał, osiągając w chwili kontaktu tylnego torusa ogniwa poziomego z flanką zęba wartości około 6. Częstym zjawiskiem występującym podczas transportu urobku przez przenośnik zgrzebłowy w ścianie jest podbijanie łańcucha przez węgiel lub kamień dostający się pomiędzy ogniwa a dno gniazd lub pomiędzy zgrzebła a powierzchnię walcową bębna. Zaburzenia w pracy łańcucha wywołane tym zjawiskiem mogą powodować zakleszczanie się łańcucha na bębnie, co z kolei może prowadzić do zerwania łańcucha lub do uszkodzeń bębna a nawet do wyłamywania zębów. Niewłaściwe układanie się łańcucha na bębnie prowadzi przy tym do plastycznych wydłużeń ogniw i trwałego wzrostu ich podziałki. Symulacja zjawiska podbijania łańcucha potwierdziła występowanie znacznych zaburzeń w pracy łańcucha. Podbicie łańcucha uzyskano przez przymocowanie do jednego z ogniw poziomych podkładek z drewnianych klocków (rys. 2.20). Skalę zaburzeń w pracy łańcucha spowodowanego tym podbiciem można zaobserwować porównując trajektorie ruchu punktów na łańcuchu pracującym prawidłowo z trajektoriami punktów na łańcuchu w czasie podbicia na tym samym odcinku łańcucha (rys i 2.22). Na odcinku łańcucha o długości pięciu kolejnych par ogniw podkładkę zamontowano pod trzecim ogniwem poziomym. Zaburzenia w pracy łańcucha rozpoczynają się już na drugim ogniwie pionowym w momencie kontaktu podkładki z dnem gniazda. Kolejne ogniwa łańcucha są podciągane, co powoduje ich osadzanie na głowie zębów zamiast na dnie gniazd (rys. 2.23). W tym przypadku ogniwo 34H uderza torusem przednim w głowę zęba na krawędzi gniazda, natomiast ogniwo 35H osiada już na głowie zęba poza gniazdem. Skalę tych zaburzeń jeszcze lepiej widać przez porównanie przebiegu w czasie współrzędnych Y obserwowanych punktów. Na rysunkach 2.24 (łańcuch pracujący prawidłowo) i 2.25 (łańcuch podbity) przedstawiono przebiegi tej współrzędnej tylko dla punktów na łańcuchu, z pominięciem punktów na bębnie aby rysunki były bardziej czytelne. Podkładka podłożona pod trzecie ogniwo poziome spowodowała podniesienie łańcucha począwszy od drugiego ogniwa pionowego na wszystkich kolejnych ogniwach. Wykonana z miękkiego drewna podkładka została przez łańcuch częściowo zmiażdżona, co uwidocznione jest na rysunku 2.25 stromym spadkiem krzywych pomiędzy 1050 ms a 1130 ms. Jednak w przypadku zalegania pod łańcuchem twardych brył urobku może nie dojść do ich zmiażdżenia. 85

86 Rys [mm] 52 - hala odc 3/31HL [x/y] 52 - hala odc 3/31HP [x/y] 52 - hala odc 3/31VL [x/y] 52 - hala odc 3/31VP [x/y] 52 - hala odc 3/32HL [x/y] 52 - hala odc 3/32HP [x/y] 52 - hala odc 3/32VL [x/y] 52 - hala odc 3/32VP [x/y] 52 - hala odc 3/33HL [x/y] 52 - hala odc 3/33HP [x/y] 52 - hala odc 3/33VL [x/y] 52 - hala odc 3/33VP [x/y] XY (52) T=0,0 ms 52 - hala odc 3/34HL [x/y] 52 - hala odc 3/34HP [x/y] 52 - hala odc 3/34VL [x/y] 52 - hala odc 3/34VP [x/y] 52 - hala odc 3/35HL [x/y] 52 - hala odc 3/35HP [x/y] 52 - hala odc 3/35VL [x/y] 52 - hala odc 3/35VP [x/y] [mm] Rys [mm] XY (50) T=0,0 ms [mm] Rys

87 Rys [mm] YT (52) T=0,0 ms [ms] Rys [mm] YT (50) T=0,0 ms [ms] Rys

88 2.13 Porównanie wyznaczonych doświadczalnie i teoretycznie trajektorii ruchu ogniw na bębnie. Stosowane dotychczas modele matematyczne nie opisują wystarczająco dokładnie procesu nabiegania łańcucha na bęben w przenośniku zgrzebłowym. Zachowując ogólną charakterystykę ruchu łańcucha, nie uwzględniają one takich zjawisk jak tarcie w przegubach ogniw łańcucha, tarcie ogniw w gniazdach bębna oraz działanie rowka międzyzębnego. Odbiegająca od rzeczywistości teoretyczna kinematyka pracy łańcucha zgrzebłowego nie pozwala w pełni przewidzieć istotnych zjawisk towarzyszących współpracy łańcucha i bębna, a co za tym idzie, uniemożliwia również efektywną poprawę konstrukcji bębnów przenośników zgrzebłowych, czy też technologii ich wytwarzania. Aby wyeliminować lub zminimalizować niekorzystne zjawiska występujące we współpracy łańcucha z bębnem należy utworzyć nowe modele teoretyczne lub rozbudować istniejące o szereg istotnych parametrów. W ramach badań prowadzonych w niniejszym zadaniu sprawdzono w jakim stopniu dotychczas stosowane modele teoretyczne odzwierciedlają rzeczywisty przebieg geometrii zazębienia łańcuchowego. W tym celu porównano trajektorie punktów orientacyjnych na łańcuchu zarejestrowane w czasie badań, z odpowiadającymi im punktami w modelu teoretycznym. Zastosowany tu model teroretyczny nie uwzględnia tarcia w parach kinematycznych oraz opisuje ruch łańcucha w osiowej płaszczyźnie jego przekroju podłużnego nie uwzględniając istnienia rowka zębnego. Przykład typowej zarejestrowanej trajektorii punktów na tle trajektorii teoretycznej przedstawiono na rysunku Układ współrzędnych na rysunku zorientowano według środka obrotu bębna. Każda para krzywych tego samego koloru odpowiada tym samym punktom orientacyjnym na ogniwach łańcucha, przy czym jaśniejszy odcień odnosi się do trajektorii rzeczywistych, a ciemniejszy do teoretycznych. Na rysunku 2.26 oznaczono odpowiednio kolorami: czarnym trajektorię lewego (przedniego) punktu kontrolnego na ogniwie poziomym; czerwonym trajektorię prawego (tylnego) punktu kontrolnego na ogniwie poziomym; zielonym trajektorię lewego (przedniego) punktu kontrolnego na ogniwie pionowym; niebieskim trajektorię prawego (tylnego) punktu kontrolnego na ogniwie pionowym. Oba rodzaje trajektorii w ogólnej charakterystyce są podobne. Jednak ze względu na nieuwzględnienie w modelu teoretycznym niektórych zjawisk fizycznych, trajektorie tego modelu są wyraźniej zarysowane, tzn. chwile osiadania ogniw łańcucha na bębnie widoczne są w postaci ostrych przegięć krzywych. Miejsca te oznaczono na rysunku dużymi literami. Odpowiadające im punkty osiadania ogniw łańcucha w trajektoriach rzeczywistych oznaczono tymi samymi literami ze znakiem prim. Oznaczenia A i A odpowiadają położeniu punktów orientacyjnych w chwili zetknięcia się przedniego torusa ogniwa poziomego z gniazdem bębna, natomiast oznaczenia B i B - tylnego torusa tego ogniwa. 88

89 Oznaczenia C i C odpowiadają chwili zetknięcia się z gniazdem bębna, przedniego torusa następnego ogniwa poziomego. Następuje to po obrocie bębna o kąt podziałowy. Po osadzeniu ogniw łańcucha w gniazdach bębna trajektorie punktów orientacyjnych stają się łukami. LH 250 PH LV PV 225 LH pom. PH pom. 200 LV pom. C C B C C B B A B PV pom. A B B 175 A A Rys W przedstawionym na rysunku 2.26 porównaniu trajektorii teoretycznych i rzeczywistych można zaobserwować przesunięcie punktów charakterystycznych odpowiadających chwilom osiadania ogniw poziomych na bębnie. W przypadku trajektorii rzeczywistych tylny torus ogniwa poziomego osiada w gnieździe później niż dla trajektorii teoretycznych. Odległości AA = BB = const oraz A A = B B = const, ponieważ są to pary punktów leżące na jednym ogniwie. Zmieniają się natomiast odległości tych punktów charakterystycznych pomiędzy trajektoriami. AA < BB oraz AA < BB. Punkty charakterystyczne na ogniwie pionowym przemieszczają się analogicznie, jak na ogniwie poziomym AA = BB = const, A A = B B = const, natomiast: AA < BB, AA < BB. Osiadanie torusów tylnych ogniw poziomych w rzeczywistości później i w innym miejscu w porównaniu z modelem teoretycznym, wynika z istnienia kąta odchylenia λ pomiędzy osiami ogniwa poziomego i pionowego o wartości większej od zera. Dopóki para ogniw poziome i pionowe, nie mają kontaktu z bębnem, kąt pomiędzy ich osiami wynosi zero. Kąt ten zaczyna narastać począwszy od chwili kontaktu przedniego torusa ogniwa poziomego z bębnem. Powoduje to odchylanie osi tego ogniwa od linii nabiegania łańcucha na bęben, co powoduje późniejsze osiadanie torusa tylnego ogniwa poziomego. Narastanie kąta λ spowodowane jest tarciem pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda oraz przesunięciem punktu styku ogniw spowodowanym ruchliwością ogniw w przegubach. W dotychczas stosowanych modelach teoretycznych zjawiska te wpływające na geometrię zazębienia nie były uwzględniane. Rozbieżności pomiędzy modelem teoretycznym a danymi pomiarowymi wskazują na konieczność doskonalenia teoretycznych modeli opisujących geometrię zazębienia oraz obciążenie ogniw i bębna łańcuchowego. B B A A A A 89

90 3 Komputerowe badania wpływu zużycia ściernego ogniw łańcucha na obciążenia dynamiczne zębów i gniazd bębna łańcuchowego w przenośniku 3.1 Komputerowe badania wpływu zwiększenia podziałki łańcucha na położenie ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego Położenie ogniw o zwiększonej podziałce w gniazdach koła łańcuchowego Wymagania dotyczące bębnów i kół łańcuchowych gniazdowych, o symetrycznym zarysie zębów, przeznaczonych do współdziałania z łańcuchami ogniwowymi górniczymi oraz wzory do ich obliczania zawarte są w obowiązującej aktualnie w kraju normie PN G 46703:1997 Łańcuchy ogniwowe górnicze. Bębny i koła łańcuchowe gniazdowe. Wymagania. Kształt i podstawowe wymiary tych kół przedstawiono na rysunku 3.1 oraz niektóre parametry geometryczne zestawiono dla wybranych wielkości łańcuchów w tabeli 3.1. Rys

91 Położenie ogniw o zwiększonej podziałce łańcucha w gniazdach koła normowego wyznaczono dla wariantu zazębienia łańcuchowego w którym nie występuje poślizg geometryczny ogniw w gniazdach. Wariant ten charakteryzuje się tym, że wszystkie ogniwa poziome łańcucha znajdujące się na kole gniazdowym są nachylone względem den gniazd pod kątem ε n, 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 (rys. 3.2). Wielkość łańcucha d x p 30 x x x 137 Liczba gniazd (Liczba zębów) Z Połowa kąta podziałowego koła łańcuchowego [stopnie] 180 Z Odległość od środka koła gniazdowego do dna gniazda [mm] 5 36º º 182,5 7 25º º ,5 9 20º 288,5 5 36º 171,5 6 30º 213,5 7 25º º ,5 5 36º 185,5 6 30º 231,5 7 25º ,5 8 22º ,5 Długość gniazda [mm] K 2-1,5 Tabela 3.1 Odległość środków gniazda koła [mm] L M Dla potrzeb matematycznego opisu położenia ogniw łańcucha na kole gniazdowym utworzono wielobok foremny o liczbie boków równej liczbie gniazd (liczbie zębów) Z koła (rys. 3.1 i rys. 3.2). Ten wielobok foremny umieszczony jest w płaszczyźnie przechodzącej przez oś symetrii rowka koła gniazdowego pod ogniwo pionowe. Odległość boku tego wielokąta foremnego od środka koła gniazdowego jest równa sumie odległości od środka koła do dna gniazda K i połowy grubości ogniwa 0,5d, zaś długość boku a opisano zależnością (rys. 3.2 i rys. 3.3): a 2 K d tg (3.1) z W łańcuchu ogniwowym o zwiększonej podziałce przy współdziałaniu z kołem występują dwie podziałki kinematyczne (rys. 3.2 i rys. 3.3): 1. podziałka kinematyczna ogniwa poziomego p H zawarta między środkiem przegubu przy torusie przednim (punkt A), a środkiem przegubu przy torusie tylnym (punkt B) tego 91

92 samego ogniwa poziomego. Podziałkę kinematyczną ogniwa poziomego p H opisano wzorem: p H p p d (3.2) 2. podziałka kinematyczna ogniwa pionowego p V zawarta między środkiem przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego (punkt B) a środkiem przegubu przy torusie przednim kolejnego ogniwa poziomego (punkt F). Podziałkę kinematyczną ogniwa pionowego p V, przy uwzględnieniu zjawiska ruchliwości ogniw w przegubach podczas wzajemnego przechylania ogniw, wyrażającego się toczeniem lub poślizgiem ogniw w przegubach w zależności od wartości modułu przegubu i wartości współczynnika tarcia w przegubie opisano zależnością: p V p p d m γt γp γt γp 1 1 mcos cos (3.3) 2 2 Przy czym minimalna podziałka kinematyczna ogniwa pionowego p Vmin przy założeniu, że kąty toczne w przegubie tylnym i przednim dwóch kolejnych ogniw poziomych są równe kątowi tarcia wynosi: p d (3.4) m V min p p 1 1 m cos ρo Rys

93 gdzie: p podziałka technologiczna łańcucha ogniwowego; Δp zwiększenie długości podziałki łańcucha wynikające z tolerancji wykonania podziałki łańcucha oraz ze zużycia ściernego ogniw w przegubach; d grubość ogniwa; m moduł przegubu łańcucha ogniwowego, będący stosunkiem grubości ogniwa do jego wewnętrznej szerokości; t p kąt toczny w przegubie tylnym ogniwa poziomego; kąt toczny w przegubie przednim ogniwa poziomego; o kąt tarcia w przegubach ogniwa, o = arc tg o ; o współczynnik tarcia w przegubach ogniwa, o = tg o W celu precyzyjnego opisu położenia ogniw łańcucha w gniazdach koła należy wyznaczyć następujące wielkości (rys. 3.2 i rys. 3.3): - kąt nachylenia ogniw względem den gniazd koła ε n ; - odległość środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego u n ; - kąt obrotu ogniwa pionowego o minimalnej podziałce obliczeniowej p Vmin względem poprzedzającego ogniwa poziomego o podziałce obliczeniowej p H w środku przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego * un Rys

94 Do wyznaczenia ε n, * un, u n oraz x i z służy układ równań zapisany zależnościami (5), (6) i (7), Z trójkąta ABC: Z trójkąta ADE: Z trójkąta BDF: p sin H ph a un w sin sin ε x z a un 2 sinε 2 n sin ε z z n o n (3.5) (3.6) un z * sinα un pv min x (3.7) 2 2 * sin εn sin εn αun z z przy czym: C środek gniazda koła położony na boku wielokąta foremnego od strony boku roboczego segmentów zęba koła; D punkt przecięcia prostej przechodzącej przez punkty A i B z prostą przechodzącą przez punkty E i F (rys. 3.2); E punkt przecięcia dwóch kolejnych boków wielokąta foremnego (rys. 3.2); CE = w o odległość środka gniazda koła od końca boku wieloboku foremnego (rys. 3.3) Wpływ zwiększenia podziałki łańcucha na położenie ogniw w gniazdach koła łańcuchowego Po rozwiązaniu układu równań opisanych zależnościami (3.5), (3.6) i (3.7) przeprowadzono symulację komputerową wpływu zwiększenia podziałki łańcucha na położenie jego ogniw w gniazdach koła łańcuchowego. Przebiegi zmian ε n (rys. 3.4), u n (rys. 3.5) oraz * un (rys. 3.6) w funkcji zwiększenia podziałki ogniw Δp/p przedstawiono dla wariantu zazębienia łańcuchowego, w którym nie występuje poślizg geometryczny ogniw w gniazdach kół normowych o liczbie gniazd (liczbie zębów) Z = 5 oraz Z = 8. Wartości kątów pochylenia boków roboczych segmentów zęba koła względem dna gniazda były następujące: - = 40 kolor czerwony, - = 47,5 kolor zielony, - = 55 kolor niebieski, - = 62,5 kolor czarny. Koła te współdziałają z górniczym łańcuchem ogniwowym wielkości 30108, przy wartościach: modułu przegubu łańcucha m = 0,88235 i współczynnika tarcia w przegubach ogniwa o = 0,5. 94

95 Rys. 3.4 W przyjętym wariancie zazębienia, zwiększenie podziałki łańcucha powoduje osiadanie torusa tylnego ogniwa poziomego na boku roboczym segmentów zęba bliżej jego głowy. Wraz ze wzrostem przyrostu podziałki łańcucha rośnie więc kąt nachylenia ogniwa poziomego względem dna gniazda koła łańcuchowego ε n (rys. 3.4). Wartość tego kąta rośnie szybciej dla kół łańcuchowych o większej liczbie zębów i o większym kącie nachylenia boków roboczych segmentów zęba. Osiadaniu torusa tylnego ogniwa poziomego na boku roboczym segmentów zęba bliżej jego głowy wraz ze zwiększeniem podziałki łańcucha towarzyszy równoczesne przesuwanie się torusa przedniego ogniwa poziomego w stronę osi symetrii gniazda czyli wzrost wartości odległości środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego u n (rys. 3.5). Dla kół gniazdowych o tych samych kątach nachylenia boków roboczych segmentów zęba ϐ, bezwzględne wartości odległości środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego u n są większe dla kół o mniejszej liczbie zębów, jednak ze wzrostem zwiększenia podziałki łańcucha względne przyrosty wartości odległości u n są większe dla kół gniazdowych o większej liczbie zębów. 95

96 Rys. 3.5 Efektem osiadaniu torusa tylnego ogniwa poziomego na boku roboczym segmentów zęba bliżej jego głowy wraz ze zwiększeniem podziałki łańcucha jest wzrost kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego w środku przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego * un (rys. 3.6). Wartość kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego zmienia się w znacznym zakresie ze zwiększeniem podziałki łańcucha i dla koła gniazdowego o liczbie zębów Z = 8 i kącie nachylenia boków roboczych segmentów zęba = 40 o zmienia się od * un = 22,78 dla nominalnej podziałki łańcucha do * un = 42,95 dla zwiększenia podziałki łańcucha o Δp/p = 4%, zaś dla koła gniazdowego o liczbie zębów Z = 5 i kącie nachylenia boków roboczych segmentów zęba = 40 o zmienia się od * un = 38,94 dla nominalnej podziałki łańcucha do * un = 54,03 dla zwiększenia podziałki łańcucha o Δp/p = 4%. W przyjętym wariancie zazębienia, zwiększenie podziałki łańcucha powoduje osiadanie torusa tylnego ogniwa poziomego na boku roboczym segmentów zęba bliżej jego głowy. Wraz ze wzrostem przyrostu podziałki łańcucha rośnie więc kąt nachylenia ogniwa poziomego względem dna gniazda koła łańcuchowego czemu towarzyszy równoczesne przesuwanie się torusa przedniego ogniwa poziomego w stronę osi symetrii gniazda czyli 96

97 wzrost wartości odległości środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego oraz wzrost kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego w środku przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego. Matematyczny opis położenia ogniw łańcucha o zwiększonej podziałce na kole gniazdowym jest niezbędny dla wyznaczenia reakcji pomiędzy ogniwami łańcucha a segmentami zębów i dnami gniazd oraz dla wyznaczenia momentu obciążenia bębna łańcuchowego w danym wariancie zazębienia. Rys

98 3.2 Komputerowe badania wpływu zużycia den gniazd i flanki zębów bębna na położenie ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego Relacje geometryczne pomiędzy bębnem łańcuchowym a ogniwami łańcucha decydują o położeniu ogniw łańcucha w gniazdach bębna i miejscu wystąpienia sprzężenia kształtowego pomiędzy segmentami zębów bębna i ogniwami poziomymi łańcucha. W czasie eksploatacji pociągowego układu łańcuchowego następuje na skutek zużycia zwiększenie podziałki łańcucha ogniwowego i zmniejszenie podziałki bębna łańcuchowego. Wskutek tego środki geometryczne grubości ogniw poziomych nie leżą na średnicy podziałowej. Wchodzeniu ogniw łańcucha w zazębienie z segmentami zębów bębna oraz wyzębianiu ogniw w warunkach poślizgu ogniw na flance zęba towarzyszą znaczące siły nacisku i tarcia, mające decydujący wpływ na zużycie segmentów zębów bębna. Zużyciu ściernemu ulegają również dna gniazd przy kontakcie z torusami ogniw. Efektem długotrwałego współdziałania ogniw poziomych z dnami gniazd może być zużycie deformujące dna gniazda i flanki zębów, które całkowicie zmienia warunki zachowania się ogniw na bębnie łańcuchowym. Podobnie obecność urobku jest powodem zanieczyszczenia den gniazd bębnów łańcuchowych zmieniając położenie ogniw poziomych w gniazdach, zaś obecność ziaren urobku pomiędzy zgrzebłami a blachą ślizgową rynien lub w profilach bocznych rynien prowadzących zgrzebła zmienia warunki nabiegania łańcucha na bęben. Dla potrzeb badań wpływu zużycia den gniazd i flanki zębów na położenie ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego wykorzystano model obliczeniowy dla wariantu zazębienia łańcuchowego w którym nie występuje poślizg geometryczny (rys. 3.2). W tym wariancie wszystkie ogniwa poziome łańcucha znajdujące się na kole gniazdowym są nachylone względem den gniazd tak, że ich torusy przednie stykają się z dnami gniazd a torusy tylne stykają się z flankami zębów pochylonymi względem dna gniazda o kąt ϐ. Położenie ogniw łańcucha w gniazdach koła opisano za pomocą następujących trzech wielkości (rys. 3.3): kąta nachylenia ogniw względem den gniazd koła ε n, odległości środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego u n oraz kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego w środku przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego * un. Ogniwo pionowe ma przy tym minimalną podziałkę obliczeniową p Vmin, zaś ogniwo poziome ma podziałkę obliczeniową p H. Parametry geometryczne bębnów łańcuchowych przyjętych do badań wyznaczone zgodnie z normą PN G 46703:1997 przedstawiono w tabeli 3.2 dla różnych kątów pochylenia flanki zęba względem dna gniazda ϐ. Dla łańcucha ogniwowego 30x108 przyjęto moduł przegubu, będący stosunkiem grubości ogniwa do jego wewnętrznej szerokości, o wartości m = 0,

99 Wielkość łańcucha [mm] d x p 30 x 108 Liczba gniazd (Liczba zębów) z Połowa kąta podziałowego koła łańcuchowego [stopnie] α Odległość od dna gniazda do środka koła gniazdowego [mm] Odległość środków gniazda koła [mm] Tabela 3.2 Kąt pochylenia flanki zęba względem dna gniazda [stopnie] 180 KN MN ϐ z 6 30º 182,5 8 22º , Wpływ zużycia den gniazd na położenie ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego Zużycie dna gniazda zamodelowano przez zmianę odległości dna gniazda od środka koła gniazdowego K. Przyjęto przy tym zmienność tej odległości K N + ΔK w zakresie ΔK od ΔK = 5 mm do ΔK = +5 mm. Ujemne wartości ΔK odzwierciedlają obniżenie dna gniazda spowodowane odchyłkami wykonawczymi lub zużyciem dna gniazda. Dodatnie wartości ΔK modelują wyższe położenia ogniw poziomych w gniazdach spowodowane nagromadzeniem urobku pod ogniwami. Zmiana odległości od dna gniazda do środka koła gniazdowego K wywołuje zmianę wieloboku foremnego o liczbie boków równej liczbie gniazd z (liczbie zębów) koła (rys. 3.3). Wielobok foremny umieszczony jest w płaszczyźnie przechodzącej przez oś symetrii rowka koła gniazdowego pod ogniwo pionowe. Odległość boku tego wieloboku foremnego od środka koła gniazdowego jest równa: K N + ΔK + R (rys. 3.7) zaś długość boku a opisano zależnością: a 2 K N K R tg (3.8) z gdzie: R promień u podstawy zęba (R = 0,5 d) Zmiana długości boku wieloboku foremnego wywołuje zmianę odległości środka gniazda koła (punkt C na rys.3.7) od końca boku wieloboku foremnego w o (punkt E na rys. 3.7) według zależności: przy czym: w 0 w 0 N Xα Xβ (3.9) X α K tg (3.10) z K X β (3.11) tg 99

100 gdzie: a N w 0N an MN (3.12) 2 2 K N R tg (3.13) z w 0 x R R a x R R w C 0 E K w 0N MN w0n x a N x K N Rys. 3.7 Komputerowe badania wpływu zużycia den gniazd bębna i podsadzania miałem węglowym ogniw na ich położenie w gniazdach bębna łańcuchowego przeprowadzono dla łańcucha wielkości 30x108 o podziałce wydłużonej o Δp/p = 2% i Δp/p = 4% współpracującego z bębnem łańcuchowym o liczbie zębów z = 6 i kącie pochylenia flanki zęba względem dna gniazda ϐ= 45 lub ϐ = 55 oraz o liczbie zębów z = 8 i kącie pochylenia flanki zęba względem dna gniazda ϐ = 55 lub ϐ = 65. Założono przy tym, że w przegubie łańcucha o module m = 0,8333 występuje tarcie o współczynniku μ o = 0,5 powodujące zjawisko ruchliwości ogniw w przegubie. Zmiana odległości od dna gniazda do środka koła gniazdowego spowodowana zużyciem den gniazd bębna (ujemne wartości ΔK) lub obecnością urobku zanieczyszczającego dna gniazd (dodatnie wartości ΔK) wpływa na wartość kąta nachylenia ogniw poziomych łańcucha względem den gniazd koła ε n (rys. 3.8). Im większe zużycie den gniazd tym większa wartość kąta nachylenia ogniw poziomych łańcucha względem den gniazd. Wartość tego kąta rośnie wraz ze wzrostem liczby zębów bębna łańcuchowego oraz ze wzrostem wydłużenia podziałki łańcucha. Dla danej liczby zębów bębna i wydłużenia łańcucha zwiększenie kąta pochylenia flanki zęba względem dna gniazda ϐ powoduje wzrost kąta nachylenia ogniw łańcucha względem den gniazd koła. Podsadzenie miałem węglowym den gniazd bębna łańcuchowego (dodatnie wartości ΔK) wpływa na zmniejszenie wartości kąta 100

101 nachylenia ogniw poziomych łańcucha względem den gniazd koła, co przy wydłużeniu podziałki ogniw łańcucha o Δp/p = 2%, dla koła o liczbie zębów z = 6 powoduje osiadanie torusa tylnego ogniwa poziomego na dnie gniazda (ε n = 0) dla ΔK = +3,2 mm a dla koła o liczbie zębów z = 8 dla ΔK = +4,4 mm. Rys. 3.8 Zmniejszenie odległości od dna gniazda do środka koła gniazdowego spowodowane zużyciem den gniazd bębna zwiększa wartość kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego * un (rys. 3.9). Wartość tego kąta rośnie wraz ze wzrostem wydłużenia podziałki łańcucha oraz maleje ze wzrostem liczby zębów bębna łańcuchowego i ze zwiększeniem kąta pochylenia flanki zęba względem dna gniazda. Odległość środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego (punkt A na rys. 3.3) od początku boku wieloboku foremnego u n decydująca o położeniu ogniwa w gnieździe koła również zmienia się ze zmianą odległości od dna gniazda do środka koła gniazdowego. Wartość odległości u n rośnie ze wzrostem odległości dna gniazda od środka koła (rys i 3.11), przy czym osiąga większe wartości dla koła o mniejszej liczbie zębów i dla mniejszych wartości kąta pochylenia flanki zęba względem dna gniazda. W zakresie zmienności analizowanych parametrów zależność ta osiąga maksimum przy wydłużeniu podziałki ogniw łańcucha o Δp/p = 2% (rys. 3.10) przy mniejszych wartościach kąta pochylenia flanki zęba: dla koła o liczbie zębów z = 6 i kącie pochylenia flanki ϐ = 45 przy ΔK = +2 mm, a dla koła o liczbie zębów z = 8 i kącie pochylenia flanki ϐ = 55 przy ΔK = +3,5 mm. Zwiększenie wydłużenia podziałki ogniw łańcucha do Δp/p = 4% (rys. 3.11) 101

102 powoduje trwały wzrost wartości odległości środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego wraz ze zwiększaniem odległości dna gniazda od środka obrotu bębna. Rys. 3.9 Rys

103 3.2.2 Wpływ zużycia flanki zębów na położenie ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego Zużycie roboczej flanki zębów zamodelowano przez zmianę odległości środka gniazda koła od końca boku wieloboku foremnego o wielkość Δw 0 (rys. 3.12) pozostawiając niezmieniony kąt nachylenia flanki zęba do dna gniazda i normową wartość odległości dna gniazda od środka koła gniazdowego. Przyjęto przy tym zmienność w zakresie od Δw 0 = 7 mm do Δw 0 = +1 mm. Ujemne wartości Δw 0 odzwierciedlają spowodowane zużyciem przesunięcie flanki zęba w płaszczyźnie równoległej do dna gniazda. Dodatnie wartości Δw 0 modelują przesunięcie flanki zęba spowodowane odchyłkami wykonawczymi koła. Rys Komputerowe badania wpływu zużycia flanki zęba na położenie ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego przeprowadzono dla bębnów łańcuchowych o tych samych parametrach jak dla badania zużycia den gniazd. Zmiana odległości środka gniazda koła od końca boku wieloboku foremnego spowodowana zużyciem flanki zębów bębna (ujemne wartości Δw 0 ) lub dodatnimi odchyłkami wykonawczymi (dodatnie wartości Δw 0 ) wpływa na wartość kąta nachylenia ogniw poziomych łańcucha względem den gniazd koła ε n (rys. 3.13). Im większe zużycie flanki zęba tym mniejsza wartość kąta nachylenia ogniw poziomych łańcucha względem den gniazd. Wartość tego kąta rośnie wraz ze wzrostem liczby zębów bębna łańcuchowego, kąta nachylenia flanki oraz ze wzrostem wydłużenia podziałki łańcucha. Wzrost zużycia flanki zęba zwiększa wartość kąta obrotu ogniwa pionowego 103

104 względem poprzedzającego ogniwa poziomego * un (rys. 3.14). Wartość tego kąta rośnie wraz ze wzrostem wydłużenia podziałki łańcucha oraz maleje ze wzrostem liczby zębów bębna łańcuchowego i ze zwiększeniem kąta pochylenia flanki zęba względem dna gniazda. R R w 0N MN w0n a N R w 0 w 0 K N Rys Rys Odległość środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego u n decydująca o położeniu torusa przedniego ogniwa w gnieździe koła również zmienia się ze zmianą stopnia zużycia flanki zęba. Wartość odległości u n rośnie ze wzrostem zużycia flanki (rys i 3.16), przy czym osiąga większe wartości dla koła o 104

105 mniejszej liczbie zębów i dla mniejszych wartości kąta pochylenia flanki zęba względem dna gniazda. Zwiększenie wydłużenia podziałki ogniw łańcucha z Δp/p = 2% (rys. 3.15) do Δp/p = 4% (rys. 3.16) powoduje trwały wzrost wartości odległości środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego u n dla całego analizowanego zakresu zmienności parametru Δw 0. Rys Rys

106 Rys Określenie obciążenia ogniw łańcucha i dna gniazda bębna łańcuchowego przy kontakcie z torusem przednim ogniwa Współdziałanie bębna łańcuchowego z łańcuchem zgrzebłowym polega na nabieganiu ogniw poziomych do gniazd bębna. Wchodzeniu ogniw łańcucha w zazębienie z segmentami zębów bębna oraz wyzębianiu ogniw towarzyszą znaczące siły nacisku i tarcia, mające decydujący wpływ na zużycie segmentów zębów bębna oraz den gniazd. Relacje geometryczne pomiędzy bębnem łańcuchowym a ogniwami łańcucha decydują o położeniu ogniw łańcucha w gniazdach bębna i miejscu wystąpienia sprzężenia kształtowego pomiędzy segmentami zębów bębna i ogniwami poziomymi łańcucha. W czasie eksploatacji pociągowego układu łańcuchowego następuje na skutek zużycia zwiększenie podziałki łańcucha ogniwowego i zmniejszenie podziałki bębna łańcuchowego. Wskutek tego środki geometryczne grubości ogniw poziomych nie leżą na średnicy podziałowej. Również nabiegające ogniwo poziome nie styka się z dnem gniazda na całej swej długości i z bokami roboczymi zębów bębna łańcuchowego styka się jedynie ogniwo poziome nabiegające nachylone względem dna gniazda oraz ogniwo poziome poprzedzające je. Ten wariant zazębienia charakteryzuje się tym, że wszystkie ogniwa poziome łańcucha znajdujące się na kole gniazdowym o liczbie zębów z są nachylone względem den gniazd pod kątem ε n, 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 (rys. 3.17). 106

107 un * n un z Rys Zależności określające obciążenie ogniw i dna gniazda bębna łańcuchowego W celu jednoznacznego opisu położenia ogniw łańcucha w gniazdach koła należy wyznaczyć następujące wielkości (rys. 3.17): - kąt nachylenia ogniw względem den gniazd koła ε n ; - odległość środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego u n ; - kąt obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego w środku przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego * un. W tym położeniu ogniwo pionowe poprzedzające ogniwo poziome, stykające się torusem przednim z dnem gniazda, nachylone jest do dna tego gniazda pod kątem ν (rys. 3.18), którego wartość wynosi: 2 ν z gdzie: z liczba zębów koła łańcuchowego, ε n * ε n α un kąt nachylenia ogniw względem den gniazd koła, (3.14) * un kąt obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego. Kąt obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego zmienia się w zakresie od = 0 (moment zetknięcia się przedniego torusa ogniwa poziomego z przednią częścią dna gniazda) do wartości zależnej od położenia ogniw łańcucha w gniazdach koła (moment zetknięcia się tylnego torusa ogniwa poziomego z flanką zęba) wynoszącej: ν ε 2 z * n α un (3.15) 107

108 Rys Przy analizowaniu współdziałania bębna łańcuchowego z łańcuchem ogniwowym uwzględnić należy 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 m i wartości współczynnika tarcia w przegubie p. W punkcie styku ogniwa poziomego przekazywana jest siła o wartości S V na poprzedzające go ogniwo pionowe (rys. 3.18). Podczas toczenia ogniwa poziomego w przegubie następuje przemieszczanie się punktu styku ogniw w przegubie co, przy równoczesnym zetknięciu torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda, prowadzi do obniżania się ogniwa pionowego w rowku międzyzębnym bębna i związane jest z przesunięciem środka torusa przedniego ogniwa poziomego względem dna gniazda. Skutkiem tych zjawisk jest toczenie się ogniwa poziomego w przegubie i poślizg torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda. Podczas ślizgania się ogniwa poziomego w przegubie punkt styku na ogniwie pionowym pozostaje bez zmian, następuje zaś ślizganie się torusa przedniego ogniwa poziomego w przegubie i równoczesny poślizg tego torusa na dnie gniazda. Poślizgowi torusa przedniego ogniwa na dnie gniazda towarzyszy siła tarcia zależna od wartości reakcji pomiędzy torusem a dnem gniazda R i współczynnika tarcia na dnie gniazda g (rys. 3.18). Moment tarcia wynikający z obrotu ogniwa poziomego osiadającego w gnieździe pokonywany jest dzięki odchyleniu ogniwa pionowego następującego po ogniwie poziomym. Siła nabiegająca działająca na ogniwo poziome S H odchylona jest wraz z ogniwem pionowym o kąt λ od osi ogniwa poziomego. Przechylaniu ogniwa pionowego względem ogniwa poziomego o kąt λ towarzyszy również toczenie się lub poślizg ogniwa w przegubie w zależności od wartości modułu przegubu m i wartości współczynnika tarcia w przegubie p. Równania równowagi 108

109 ogniwa poziomego stykającego się torusem przednim z dnem gniazda (rys. 3.18) przyjmują wtedy postać: ν λ S cosν R μ 0 S cos (3.16) H V ν λ S sinν R 0 SH sin V (3.17) d d γ R μ S p d sinλ sinγ 0 d S V sin p g H 2 2 t 2 (3.18) Układ równań zapisany zależnościami (3.16), (3.17) i (3.18) pozwala na wyznaczenie sił S V i R oraz kąta λ. Zakres zmienności kąta obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego uwzględniać musi toczenie się ogniwa poziomego względem ogniwa pionowego w wyniku panującego w przegubie tarcia lub poślizg ogniw w przegubie. Toczenie się ogniw występuje w zakresie kąta obrotu: przy czym: Poślizg ogniw w przegubie występuje w zakresie kąta obrotu: gr g 0 (3.19) (1 m) gr arctan( μ p ) (3.20) m m γ p (3.21) ( 1 m) 2 π * gr α un (3.22) z przy czym: γ arctan (μ ) (3.23) p Podobnie zakres zmienności kąta odchylenia ogniwa pionowego od osi ogniwa poziomego λ uwzględniać powinien toczenie się lub poślizg ogniw w przegubie. Toczenie się ogniw występuje w zakresie: przy czym: λ p 0 λ λ gr (3.24) ( 1 m) arctan ) (3.25) m gr (μ p Zaś poślizg ogniw w przegubie występuje dla kąta obrotu γ t m λ (3.26) ( 1 m) λ > λ gr (3.27) przy czym: γ arctan (μ ) (3.28) t p 109

110 3.3.2 Wpływ zużycia łańcucha na wartość końcową kąta obrotu ogniwa Toczenie się ogniwa poziomego względem ogniwa pionowego w przegubie wynikające z panującego tarcia odbywa się do momentu osiągnięcia przez kąt obrotu ogniw wartości granicznej gr, której wartość zależy od współczynnika tarcia w przegubie p i modułu łańcucha m. Dla łańcucha wielkości 30x108 o module przegubu m = 0,8333 wartość granicznego kąta toczenia wynosi przykładowo (rys. 3.19): gr = 1,14 dla p = 0,1, gr = 5,31 dla p = 0,5 i maleje ze wzrostem wartości modułu przegubu. Po przekroczeniu wartości granicznego kąta toczenia następuje poślizg ogniw w przegubie aż do momentu zetknięcia się torusa tylnego ogniwa z flanką zęba. Końcowa wartość kąta obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego wynosząca: π * k 2 α un (3.29) z zależna jest liczby zębów koła, kąta pochylenia flanki zęba względem dna gniazda, współczynnika tarcia w przegubie oraz wydłużenia podziałki ogniw Δp/p. Rys Końcowa wartość kąta obrotu ogniwa poziomego silnie zależy od stopnia wydłużenia ogniw łańcucha, gdyż rzeczywista podziałka ogniw jest jednym z najistotniejszych czynników decydujących o położeniu ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego. Im ogniwa łańcucha są bardziej wydłużone tym końcowa wartość kąta obrotu ogniwa poziomego jest mniejsza (rys. 3.20). Wartości końcowe kąta maleją przy tym znacząco ze zwiększeniem liczby zębów 110

111 bębna oraz maleją nieznacznie wraz ze spadkiem kąta pochylenia flanki zęba. Dla bębna o liczbie zębów z = 8 współdziałającego z łańcuchem wielkości 30x108 o podziałce wydłużonej o Δp/p = 5% końcowa wartość kąta obrotu ogniwa poziomego jest zerowa (rys. 3.20), co oznacza, że ogniwo poziome równocześnie styka się torusem przednim z dnem gniazda i torusem tylnym z flanką zęba. Wartości końcowe kąta maleją również ze spadkiem wartości współczynnika tarcia w przegubie ogniw łańcucha (rys. 3.21) Badania komputerowe obciążenia ogniw łańcucha i dna gniazda bębna łańcuchowego Symulacje komputerowe obciążenia ogniw łańcucha i dna gniazda bębna łańcuchowego przy kontakcie z torusem przednim ogniwa poziomego przeprowadzono dla bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 6 i kącie pochylenia flanki zęba względem dna gniazda ϐ = 45, współdziałającego z łańcuchem wielkości 30x108 o podziałce wydłużonej o Δp/p = 2% dla różnych warunków tarcia. Przyjęto w obliczeniach dwie wartości współczynnika tarcia w przegubie ogniw p = 0,1 i p = 0,5 oraz współczynnika tarcia na dnie gniazda o wartościach g = 0; 0,2; 0,4 i 0,6. W miarę obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego o kąt od momentu zetknięcia się przedniego torusa ogniwa poziomego z przednią częścią dna gniazda rośnie wartość kąta odchylenia ogniwa pionowego następującego po ogniwie poziomym od osi ogniwa poziomego λ. Silny wzrost kąta λ występuje w zakresie toczenia się ogniwa poziomego względem ogniwa pionowego w przegubie, co dla współczynnika tarcia w przegubie ogniw p = 0,1 obejmuje kąt obrotu do wartości gr = 1,14, zaś dla współczynnika tarcia w przegubie ogniw p = 0,5 do wartości gr = 5,31 (rys. 3.22). Po przekroczeniu przez kąt obrotu ogniw wartości granicznej gr dalszy wzrost kąta odchylenia uwarunkowany jest wartością współczynnika tarcia na dnie gniazda i jest tym większy im wyższa jest wartość współczynnika tarcia g, osiągając dla p = 0,5 i g = 0,6 wartość dochodzącą do λ = 7. Reakcję pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda R i siłę w punkcie styku ogniwa poziomego z poprzedzającym ogniwem pionowym S V przedstawiono w funkcji siły nabiegającej na bęben S H jako stosunek R/S H i S V / S H. Wartość siły w łańcuchu nabiegającym zależy przy tym od obciążenia gałęzi górnej i dolnej przenośnika zgrzebłowego, wartości napięcia wstępnego łańcucha zgrzebłowego i rozdziału mocy na napęd wysypowy i zwrotny. W chwili zetknięcia się przedniego torusa ogniwa poziomego z przednią częścią dna gniazda ( = 0) reakcja pomiędzy torusem a dnem gniazda wynosi R = 0 i w miarę obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego wartość reakcji rośnie (rys. 3.23). W zakresie kąta toczenia się ogniwa poziomego względem ogniwa pionowego w przegubie (dla p = 0,1 gr = 1,14 zaś dla p = 0,5 gr = 5,31 ) następuje szybki wzrost wartości reakcji, tym większy im wyższa jest wartość współczynnika tarcia na dnie gniazda g, osiągając dla warunków tarcia p = 0,5 i g = 0,6 wartość 25% siły nabiegającej na bęben. 111

112 Od chwili rozpoczęcia poślizgu w przegubie wartość reakcji w miarę obrotu ogniwa poziomego rośnie wolniej i zależy od wartości współczynnika tarcia na dnie gniazda, osiągając dla > 18 o i warunków tarcia p = 0,5 i g > 0,4 wartości przekraczające 50% siły nabiegającej na bęben. Rys Rys

113 Rys Rys

114 Efektem obciążenia ogniwa poziomego siłą nabiegającą S H, reakcją pomiędzy torusem przednim a dnem gniazda R i siłami tarcia jest przekazywanie siły uciągu na pionowe ogniwo poprzedzające ogniwo poziome w postaci siły S V. W chwili zetknięcia się torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda wartość tej siły jest równa sile nabiegającej (rys. 3.24). W miarę obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego rośnie wartość reakcji pomiędzy torusem przednim a dnem gniazda i wartość sił tarcia, co skutkuje wzrostem siły przekazywanej na poprzedzające ogniwo poziome. Szybkość narastania tej siły zależna jest od warunków tarcia w przegubie ogniw łańcucha i na dnie gniazda. Siła rośnie tym szybciej im większe są wartości współczynników tarcia p i g (rys. 3.24) i w końcowej fazie obrotu osiąga wartości o kilkadziesiąt procent wyższe od siły nabiegającej na bęben łańcuchowy. Rys Przy komputerowych badaniach obciążenia ogniw łańcucha i dna gniazda bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 8 i kącie pochylenia flanki zęba względem dna gniazda ϐ = 45 o współdziałającego z łańcuchem wielkości 30x108 o podziałce wydłużonej o Δp/p = 2%, końcowa wartość kąta obrotu ogniwa poziomego maleje znacząco w porównaniu z bębnem o liczbie zębów z = 6 (rys. 3.21). Zmienia się bowiem położenie ogniw łańcucha w gniazdach koła i zmieniają się wartości parametrów opisujących to położenie: kąt nachylenia ogniw względem den gniazd koła ε n, odległość środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego u n oraz kąt obrotu ogniwa 114

115 pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego w środku przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego * un. Skutkuje to zmniejszeniem wartości maksymalnych wszystkich analizowanych wielkości dla tych samych warunków tarcia (wartości współczynnika tarcia w przegubie ogniw p = 0,1 i p = 0,5 oraz współczynnika tarcia na dnie gniazda o wartościach g = 0; 0,2; 0,4 i 0,6). Charakter zmian kąta odchylenia ogniwa pionowego następującego po ogniwie poziomym od osi ogniwa poziomego λ, w miarę obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego, jest podobny dla obydwóch analizowanych bębnów. Jednak wartość maksymalna dla bębna o liczbie zębów z = 8 i współczynników tarcia p = 0,5 i g = 0,6 jest mniejsza i wynosi niewiele ponad λ = 5 (rys. 3.25). Rys Podobny jest również charakter zmian reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda. W zakresie kąta toczenia się ogniwa poziomego względem ogniwa pionowego w przegubie następuje szybki wzrost wartości reakcji, tym większy im wyższa jest wartość współczynnika tarcia na dnie gniazda g. Od rozpoczęcia poślizgu w przegubie wartość reakcji w miarę obrotu ogniwa poziomego rośnie wolniej i zależy od wartości współczynnika tarcia na dnie gniazda osiągając dla warunków tarcia p = 0,5 i g = 0,6 wartość 33% siły nabiegającej na bęben (rys. 3.26). W miarę obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego rośnie wartość siły przekazywanej na poprzedzające ogniwo pionowe S V 115

116 (rys. 3.27). Siła ta narasta tym szybciej im większe są wartości współczynników tarcia p i g osiągając dla p = 0,5 i g = 0,6 wartość o 23% wyższą od siły nabiegającej na bęben łańcuchowy (rys. 3.27). Rys Rys

117 3.4 Określenie obciążenia ogniw łańcucha i flanki zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z torusem tylnym ogniwa Relacje geometryczne pomiędzy bębnem łańcuchowym a ogniwami łańcucha decydują o położeniu ogniw łańcucha w gniazdach bębna i miejscu wystąpienia sprzężenia kształtowego pomiędzy segmentami zębów bębna i ogniwami poziomymi łańcucha. W czasie eksploatacji pociągowego układu łańcuchowego następuje na skutek zużycia zwiększenie podziałki łańcucha ogniwowego i zmniejszenie podziałki bębna łańcuchowego. Również nabiegające ogniwo poziome nie styka się z dnem gniazda na całej swej długości i z flankami zębów bębna łańcuchowego styka się jedynie ogniwo poziome nabiegające nachylone względem dna gniazda oraz ogniwo poziome poprzedzające je (rys. 3.28). n z un * u n Rys W celu jednoznacznego opisu położenia ogniw łańcucha w gniazdach koła należy wyznaczyć wielkości: ε n, u n i * un. Obrót ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego następuje od zetknięcia się przedniego torusa ogniwa poziomego z przednią częścią dna gniazda do zetknięcia się tylnego torusa ogniwa poziomego z flanką zęba. Wartość kąta tego obrotu zależy od położenie ogniw łańcucha w gniazdach koła i wynosi 2 π / z * un. 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 i wartości współczynnika tarcia w przegubie. Skutkiem tych zjawisk jest poślizg torusa przedniego 117

118 ogniwa poziomego na dnie gniazda, któremu towarzyszy siła tarcia zależna od wartości reakcji pomiędzy torusem a dnem gniazda i współczynnika tarcia na dnie gniazda. Moment sił wynikający z przesunięcia punktu styku ogniw w przegubie oraz moment sił tarcia wynikający z obrotu ogniwa poziomego osiadającego w gnieździe pokonywany jest odchyleniem ogniwa pionowego następującego po ogniwie poziomym o kąt λ od osi ogniwa poziomego. Tak więc w chwili zetknięcia się tylnego torusa ogniwa poziomego z flanką zęba ogniwo pionowe następujące po ogniwie poziomym obciążone siłą nabiegającą jest już odchylone od ogniwa poziomego o kąt λ. Wartość kąta odchylenia λ uwarunkowana jest przy tym wartością współczynnika tarcia w przegubie ogniw oraz pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda (przy braku tarcia w przegubie i na dnie gniazda λ = 0) oraz zależy od położenia ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego, które zdeterminowane jest stopniem wydłużenia ogniw łańcucha, liczbą zębów bębna oraz kątem pochylenia flanki zęba. Zależność kąta odchylenia λ od kąta pochylenia flanki zęba ϐ dla łańcucha ogniwowego 30x108 mm o podziałce wydłużonej o Δp/p = 1% zaprezentowano na rysunku 3.29 dla bębnów łańcuchowych o liczbie zębów z = 6 (linie ciągłe) i z = 8 (linie przerywane) oraz różnych wartości współczynników tarcia w przegubach ogniw p ( p = 0,1 linie w kolorze czerwonym, p = 0,3 linie w kolorze zielonym, p = 0,5 linie w kolorze niebieskim) i współczynników tarcia pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda g ( g = 0 linie cienkie, g = 0,3 linie pogrubione). Wartość kąta odchylenia λ silnie zależy od wartości współczynników tarcia w przegubach ogniw i współczynników tarcia pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda, zaś w mniejszym stopniu od wartości kąta pochylenia flanki zęba. Im wyższe wartości współczynników tarcia tym większa wartość kąta odchylenia ogniwa pionowego następującego po ogniwie poziomym od osi ogniwa poziomego. Wartość kąta odchylenia rośnie również ze zmniejszaniem się liczby zębów bębna a zróżnicowanie tych wartości jest tym większe im wyższe są wartości współczynników tarcia (rys. 3.29) Zależności określające obciążenie ogniw i flanki zęba bębna łańcuchowego Obciążenie flanki zęba rozpoczyna się w chwili zetknięcia się tylnego torusa ogniwa poziomego z flanką zęba. Ogniwo pionowe następujące po ogniwie poziomym obciążone siłą nabiegającą S H jest już odchylone od ogniwa poziomego o kąt λ. W tym położeniu ogniwo pionowe poprzedzające ogniwo poziome, stykające się torusem przednim z dnem gniazda, nachylone jest do dna tego gniazda pod kątem ν (rys. 3.30), którego wartość wynosi: π * ν 2 ε n α un (3.30) z 118

119 Rys Kąt obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego zmienia się w zakresie od = 0 o (chwila zetknięcia się tylnego torusa ogniwa poziomego z flanką zęba) do wartości zależnej od położenie ogniw łańcucha w gniazdach koła (chwila zetknięcia się przedniego torusa następnego ogniwa poziomego z dnem gniazda) wynoszącej: = * un λ (3.31) W chwili zetknięcia się tylnego torusa ogniwa poziomego z flanką zęba nie jest możliwy poślizg w stronę głowy zęba ze względu na przenoszenie siły nabiegającej przez poprzedzające ogniwo poziome sprzężone z flanką zęba poprzedniego. Poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego w stronę głowy zęba zapobiega częściowe przekazywanie siły uciągu przez ogniwo pionowe o wielkości S V na poprzedzające ogniwo poziome i flankę zęba poprzedniego. Z tego względu założono, że w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba reakcja F nie wywołuje siły tarcia przeciwdziałającej poślizgowi. Ze względu na brak ruchu ogniwa poziomego względem dna gniazda założono również, że w punkcie styku torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda reakcja R nie wywołuje siły tarcia (rys. 3.30). Równania równowagi ogniwa poziomego stykającego się torusem przednim z dnem gniazda a torusem tylnym z flanką zęba przyjmują wtedy postać: 119

120 120 0 ) cos( ) sin( ) cos( V n H S F S (3.32) 0 ) sin( ) cos( ) sin( R S F S V n H (3.33) 0 ) sin( 2 ) cos( ) sin( 2 ) sin( p V n t H d S d p F d d p S (3.34) Układ równań zapisany zależnościami (3.32), (3.33) i (3.34) pozwala na wyznaczenie sił S V, F i R w funkcji siły nabiegającej S H : ) cos( ) cos( 2 ) sin( ) sin( ) cos( ) cos( 2 ) sin( ) sin( ) sin( 2 n p n n t H V d p d d p d d p S S (3.35) ) cos( ) cos( 2 ) sin( ) sin( ) cos( ) sin( ) sin( 2 ) sin( ) cos( n p t p n H d p d d d p d S F (3.36) ) cos( ) cos( 2 ) sin( ) sin( ) cos( ) sin( ) sin( 2 n p t H d p d d d p S R ) cos( ) cos( 2 ) sin( ) sin( ) cos( ) sin( ) sin( ) cos( 2 n p n p n n d p d d d p (3.37) Rys Zakres zmienności kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego uwzględniać musi toczenie się ogniwa pionowego względem ogniwa poziomego w wyniku panującego w przegubie tarcia lub poślizg ogniw w przegubie. Toczenie się ogniw występuje już przed zetknięciem się torusa tylnego ogniwa poziomego w zakresie kąta obrotu λ i trwa do osiągnięcia kąta granicznego gr przy czym:

121 121 ) arctan( 1 p gr m m (3.38) m m t 1 (3.39) Poślizg ogniw w przegubie występuje w zakresie kąta obrotu: gr * un λ (3.40) przy czym: t = p = arctan( p ) (3.41) Ponieważ ze wzrostem wartości kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego maleją wartości siły w poprzedzającym ogniwie pionowym S V i reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa a dnem gniazda R a rośnie wartość reakcji pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba F, z powyższych zależności wyznaczyć można wartości sił do kąta obrotu R0 przy którym wartość reakcji R spada do zera. Od tej chwili dla > R0 zmienia się układ sił działających na ogniwo poziome i na flance zęba pojawia się siła T, niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze, zapobiegająca poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda (rys. 3.31). Równania równowagi ogniwa poziomego przyjmują wtedy postać: 0 ) cos( ) cos( ) sin( ) cos( T S F S V n H (3.42) 0 ) sin( ) sin( ) cos( ) sin( T S F S V n H (3.43) 0 2 ) sin( 2 ) sin( 2 ) sin( d T d S d d p S t H p n V (3.44) Układ równań zapisany zależnościami (3.42), (3.43) i (3.44) pozwala na wyznaczenie sił S V, F i T w funkcji siły nabiegającej S H : ) cos( ) sin( ) sin( 2 ) sin( ) cos( p n t n H V d d p d S S (3.45) ) cos( ) sin( ) sin( 2 ) sin( ) sin( ) sin( 2 p n n p n H d d p d d p S F ) cos( ) sin( ) sin( 2 ) sin( ) sin( ) sin( p n t n d d p d (3.46) ) cos( ) sin( ) sin( 2 ) cos( ) sin( ) sin( 2 ) cos( ) sin( p n n p n t H d d p d d p d S T (3.47)

122 p t S H S V A n T F Rys Na postawie zaprezentowanych układów równań wyznaczono przykładowe przebiegi sił i reakcji w funkcji kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego dla łańcucha ogniwowego 30x108 mm o podziałce wydłużonej o Δp/p = 2% i współczynniku tarcia w przegubie p = 0,3 współdziałającego z bębnem łańcuchowym o liczbie zębów z = 6 i kącie pochylenia flanki zęba ϐ = 70 (rys. 3.32). Dla tak przyjętych warunków wartość kąta odchylenia wynosi λ = 1,3, a wartość kąta obrotu, przy którym reakcja pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda spada do zera R0 = 18,0. W przebiegach sił wyróżnić można trzy charakterystyczne przedziały. W przedziale pierwszym dla kąta obrotu < gr < 2,0 następuje gwałtowny spadek wartości siły w poprzedzającym ogniwie pionowym S V i reakcji w punkcie styku torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda R przy równoczesnym szybkim wzroście wartości reakcji pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba F. W przedziale drugim dla kąta obrotu < R0 < 18,0 przebiegi sił i reakcji zachowują ten sam charakter zmian co w przedziale pierwszym ale ich intensywność jest mniejsza. Charakter zmian przebiegów sił zmienia się całkowicie w przedziale trzecim dla > R0 > 18,0 gdzie wartość reakcji R jest równa zero, siła S V maleje wolno, zaś wartość reakcji F najpierw nieznacznie wzrasta a później nieco spada. W przedziale tym pojawia się siła T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze zapobiegająca poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda, której wartość rośnie wraz z kątem obrotu. Jeśli wartość siły tarcia rozwiniętego od nacisku reakcji F na flankę zęba przy współczynniku tarcia z jest co najmniej równa wartości siły T to układ sił jest w równowadze i ogniwo poziome nie zmienia swego położenia względem bębna łańcuchowego. Jeżeli natomiast siła tarcia od nacisku F na flance zęba jest mniejsza od wartości siły T to następuje poślizg torusa tylnego 122

123 ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda, co zmienia położenie ogniw łańcucha w gniazdach koła. Rys Przebiegi sił i reakcji w funkcji kąta obrotu wyznaczone w tych samych warunkach dla bębna o liczbie zębów z = 8 i kącie pochylenia flanki zęba ϐ = 60 (rys. 3.33) mają podobny charakter lecz zmiany wartości sił i reakcji przebiegają wolniej, głównie ze względu na wydłużenie drugiego przedziału zmienności sił i skrócenie przedziału trzeciego, gdyż wartość kąta R0 jest w tym przypadku zdecydowanie wyższa i wynosi R0 = 26,1. Ze względu na istotny wpływ wartości kąta R0 na przebieg zmienności i wartości sił i reakcji działających na ogniwo poziome i flankę zęba, przeanalizowano wpływ kąta nachylenia flanki zęba, liczby zębów bębna łańcuchowego i wartości współczynnika tarcia w przegubie na wartość kąta R0. Każdy z analizowanych parametrów determinuje równocześnie położenie ogniw łańcucha w gniazdach koła (opisane wielkościami ε n, u n oraz * un) i wartość kąta odchylenia λ. Wartość kąta R0 wyznaczono z warunku: p 2 1 sin( R ) sin( t) cos( ) sin( p) cos( R0 d ) 0 n p 2 1 cos( n) sin( R0 n) 0 (3.48) d 123

124 Rys Bardzo silnie na wartość kąta R0 wpływa kąt nachylenia flanki zęba ϐ (rys. 3.34), przy czym ze wzrostem wartości kąta nachylenia flanki zęba maleje wartość kąta R0. Wzrost wartości współczynnika tarcia w przegubie również powoduje spadek wartości analizowanego kąta podobnie jak wzrost liczby zębów bębna łańcuchowego. Im mniejsza jest przy tym wartość kąta R0 tym szybciej zmieniają się wartości sił i reakcji działających na ogniwo poziome i flankę zęba (rys i 3.33) Badania komputerowe obciążenia ogniw łańcucha i flanki zęba bębna łańcuchowego Symulacje komputerowe obciążenia ogniw łańcucha i flanki zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z torusem tylnym ogniwa poziomego (rys ) przeprowadzono dla dwóch bębnów łańcuchowych o liczbie zębów z = 6 (linie ciągłe) i z = 8 (linie przerywane), kątach pochylenia flanki zęba względem dna gniazda ϐ = 60 (linie cienkie) i ϐ = 70 (linie pogrubione) współdziałających z łańcuchem wielkości 30x108 o podziałce wydłużonej o Δp/p = 2% dla dwóch wartości współczynnika tarcia w przegubie ogniw p = 0,3 (linie w kolorze czerwonym) i p = 0,5 (linie w kolorze niebieskim). Reakcję pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda R, siłę w punkcie styku ogniwa poziomego z poprzedzającym ogniwem pionowym S V oraz reakcję pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba F przedstawiono w funkcji siły 124

125 nabiegającej na bęben S H jako stosunek R/S H, S V /S H i F/S H. Wartość siły w łańcuchu nabiegającym zależy przy tym od stanu obciążenia przenośnika zgrzebłowego. Rys Wartość reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda wyrażonej jako stosunek R/S H zmienia się w trakcie obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego o kąt w zależności od warunków współdziałania bębna łańcuchowego z łańcuchem ogniwowym (rys. 3.35). Początkowa wartość reakcji R dla kąta obrotu = 0 zależy przede wszystkim od liczby zębów bębna łańcuchowego i dla analizowanych warunków zawiera się w przedziale R = (0,20 0,25) S H dla bębna o liczbie zębów z = 8 oraz w przedziale R = (0,35 0,45) S H dla bębna o liczbie zębów z = 6. Po gwałtownym spadku wartości reakcji w pierwszym przedziale dla kąta obrotu < gr następuje w drugim przedziale zmniejszanie wartości reakcji do zera dla = R0, przy czym prędkość obniżania się wartości reakcji zależy głównie od jej wartości początkowej oraz wartości kąta R0 zależnego przede wszystkim od kąta nachylenia flanki zęba. Spadek wartości reakcji R jest tym wolniejszy im mniejsza jest liczba zębów bębna i mniejszy kąt nachylenia flanki zęba. W przedziale trzecim dla > R0 reakcja R zeruje się zmieniając przebiegi pozostałych sił. Wartość reakcji pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba wyrażona jako stosunek F/S H zmienia się w trakcie obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego od wartości zerowej dla = 0, co odpowiada chwili 125

126 zetknięcia się ogniwa poziomego z flanką zęba, do wartości niewiele mniejszej od siły nabiegającej na bęben w przedziale trzecim dla > R0 (rys. 3.36). Prędkość narastania wartości reakcji, zwłaszcza w przedziale drugim zależy głównie od kąta nachylenia flanki zęba i jest tym większa im większy jest kąt nachylenia flanki. Rys Przejmowaniu siły nabiegającej przez reakcję na flance zęba towarzyszy spadek wartości siły S V w ogniwie pionowym poprzedzającym ogniwo poziome stykające się torusem tylnym z flanką zęba (rys. 3.37). Po gwałtownym spadku wartości siły w pierwszym przedziale dla kąta obrotu < gr następuje w drugim przedziale zmniejszanie wartości reakcji dla < R0, przy czym prędkość obniżania się wartości reakcji zależy głównie od wartości kąta R0, na który wpływa przede wszystkim kąt nachylenia flanki zęba. Spadek wartości siły S V jest tym wolniejszy im mniejszy jest kąt nachylenia flanki zęba. W przedziale trzecim dla > R0, w którym wartość siły S V utrzymuje się poniżej 20% wartości siły nabiegającej spadek ten jest już znacznie wolniejszy. W przedziale trzecim dla > R0, w którym wartość reakcji R jest równa zero, na flance zęba pojawia się siła tarcia T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze zapobiegająca poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda (rys. 3.38). Wartość tej siły rośnie wraz z kątem obrotu i zależy głównie od wartości kąta R0 osiągając największe wartości dla wysokich wartości kąta nachylenia flanki zęba, małej liczby zębów bębna i wysokiej wartości współczynnika tarcia w przegubie. Zapewnienie równowagi ogniwa na flance zęba bez poślizgu w stronę dna gniazda wymaga 126

127 uzyskania na flance zęba siły tarcia o wartości równej sile T, co przy znanej wartości reakcji na flance zęba F determinuje wymaganą wartość współczynnika tarcia pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba, która nie pozwoli na poślizg ogniwa poziomego w stronę dna gniazda. Rys Rys

128 Rys Komputerowe badania wpływu zwiększenia podziałki ogniw na obciążenie bębna łańcuchowego Symulacje komputerowe obciążenia ogniw łańcucha, dna gniazda i flanki zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z ogniwem poziomym (rys ) przeprowadzono dla dwóch bębnów łańcuchowych o liczbie zębów z = 6 (rys. 3.39) i z = 8 (rys. 3.40), o kącie pochylenia flanki zęba względem dna gniazda ϐ = 60, które współdziałały z łańcuchem wielkości 34x126 o module przegubu m = 0,8500 i podziałce o różnym stopniu wydłużenia. Wartości sił obciążających ogniwa łańcucha, dno gniazda i flankę zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z ogniwem poziomym przedstawiono w funkcji siły nabiegającej na bęben S H jako stosunek R/S H (linie w kolorze zielonym), S V /S H (linie w kolorze niebieskim), F/S H (linie w kolorze czerwonym) i T/S H (linie w kolorze czarnym). Wartość siły nabiegającej w łańcuchu zależy przy tym od stanu obciążenia przenośnika zgrzebłowego. Dla bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 6, dla którego kąt podziałowy wynosi 60 przeprowadzono badania wpływu wydłużenia podziałki łańcucha z zakresu od Δp/p = 1% (linie cienkie na rysunku 3.39) do Δp/p = 3% (linie grube na rysunku 3.39) na wartości sił obciążających ogniwa łańcucha, dno gniazda i flankę zęba bębna. W symulacjach uwzględniono zjawisko ruchliwości ogniw w przegubie ogniw przyjmując współczynnik tarcia w przegubie o wartości p = 0,3 co powoduje odchylenie siły nabiegającej wraz z ogniwem 128

129 Rys pionowym od osi ogniwa poziomego o kąt λ = 1,2. W pierwszym etapie obrotu bębna o kąt podziałowy, trwającym od chwili zetknięcia się torusa przedniego nabiegającego ogniwa poziomego z dnem gniazda do chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa poziomego z flanką zęba, następuje nieliniowy wzrost wartości siły S V tak, że stosunek sił S V /S H przyjmuje wartości większe od jedności. Równocześnie w pierwszym etapie obrotu rośnie od zera wartość reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda R aż do zakończenia tego etapu czyli do chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba. Czas trwania etapu pierwszego zależny jest od wydłużenia podziałki łańcucha i dla podziałki zwiększonej o Δp/p = 1% trwa do kąta obrotu bębna wynoszącego φ = 24,6, zaś dla podziałki zwiększonej o Δp/p = 3% jest krótszy a kąt obrotu wynosi φ = 17,2. Im bardziej wydłużona jest podziałka łańcucha tym niższa jest maksymalna wartość stosunku sił R/S H. W drugim etapie obrotu bębna o kąt podziałowy, trwającym od chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda następuje szybki spadek wartości sił S V i R spowodowany przejęciem części obciążenia przez flankę zęba, na którą działa szybko narastająca siła F. Charakter obciążenia bębna zmienia się po spadku wartości reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda R do zera, co następuje tym prędzej im większe jest wydłużenie podziałki łańcucha. Od tej chwili zarówno przyrost wartości stosunku sił F/S H jak i spadek wartości stosunku sił S V /S H jest znacznie wolniejszy. Na 129

130 flance zęba pojawia się siła T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze, która zapobiega poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Wartość stosunku sił T/S H rośnie aż do obrotu bębna o kąt podziałowy = 2/z osiągając tym większe wartości maksymalne im bardziej wydłużona jest podziałka łańcucha, co oznacza, że im bardziej zużyte są ogniwa łańcucha tym większe prawdopodobieństwo wystąpienia poślizgu ogniwa poziomego po flance zęba. Dla bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 8, dla którego kąt podziałowy wynosi 45 (rys. 3.40) symulacje komputerowe przeprowadzono dla tych samych warunków jak dla bębna o liczbie zębów z = 6 (zmienność wydłużenia podziałki łańcucha od Δp/p = 1% do Δp/p = 3%, współczynnik tarcia w przegubie p = 0,3 co powoduje odchylenie siły nabiegającej o kąt λ = 1,1 ). Charakter zmian sił obciążających ogniwa łańcucha, dno gniazda i flankę zęba bębna łańcuchowego jest w tym przypadku podobny. Czas trwania pierwszego etapu obrotu bębna o kąt podziałowy zależny jest od wydłużenia podziałki łańcucha i dla Rys podziałki zwiększonej o Δp/p = 1% trwa do kąta obrotu bębna wynoszącego φ = 16,8, zaś dla podziałki zwiększonej o Δp/p = 3% jest krótszy a kąt obrotu wynosi φ = 8,1. Im bardziej wydłużona jest podziałka łańcucha tym niższa jest maksymalna wartość stosunku sił R/S H. Pojawiająca się siła T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze, po spadku wartości reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda R do zera, rośnie aż do obrotu bębna o kąt podziałowy = 2/z, osiągając tym większe 130

131 wartości maksymalne im bardziej wydłużona jest podziałka łańcucha. Wartości maksymalne stosunku sił T/S H są tu jednak niższe niż dla bębna o mniejszej liczbie zębów i dla podziałki łańcucha wydłużonej o Δp/p = 3% wartość stosunku sił T/S H = 0,14 (rys. 3.40), podczas gdy dla bębna o liczbie zębów z = 6 stosunek sił T/S H = 0,20 (rys. 3.39). W symulacjach komputerowych obciążenia ogniw łańcucha, dna gniazda i flanki zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z ogniwem poziomym przeprowadzonych dla dwóch bębnów łańcuchowych o liczbie zębów z = 6 (linie cienkie na rysunku 3.41) i z = 8 (linie grube na rysunku 3.41), współdziałających z łańcuchem o podziałce wydłużonej o Δp/p = 2%, zmieniano również warunki tarcia w przegubie przyjmując dwie wartości współczynnika tarcia w przegubie p = 0,3 (linie przerywane na rysunku 3.41) i p = 0,5 (linie ciągłe na rysunku 3.41). Zwiększenie wartości współczynnika tarcia w przegubie powoduje wydłużenie etapu pierwszego obrotu bębna o kąt podziałowy, co skutkuje zwiększeniem maksymalnej wartości stosunku sił R/S H oraz zwiększeniem maksymalnej wartości stosunku sił T/S H dla obydwóch bębnów łańcuchowych. Rys Podczas symulacji komputerowych, w których uwzględniono zjawisko ruchliwości ogniw w przegubie, wartości sił obciążających ogniwa łańcucha, dno gniazda i flankę zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z ogniwem poziomym przedstawiono w funkcji siły nabiegającej na bęben. Czas trwania etapu pierwszego obrotu bębna o kąt podziałowy, który 131

132 trwa od chwili zetknięcia się torusa przedniego nabiegającego ogniwa poziomego z dnem gniazda do chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa poziomego z flanką zęba, zależny jest od wydłużenia podziałki łańcucha i skraca się wraz ze wzrostem podziałki łańcucha. W drugim etapie obrotu bębna o kąt podziałowy, trwającym od chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda następuje szybki spadek wartości sił S V i R oraz wzrost siły F obciążającej flankę zęba. Niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze siła T pojawiająca się na flance zęba po spadku wartości reakcji R do zera, osiąga tym większe wartości maksymalne im bardziej wydłużona jest podziałka łańcucha. Wartości maksymalne stosunku sił T/S H są niższe dla bębna o większej liczbie zębów. Zwiększenie wartości współczynnika tarcia w przegubie powoduje wydłużenie etapu pierwszego obrotu bębna, co skutkuje zwiększeniem maksymalnej wartości stosunku sił R/S H oraz zwiększeniem maksymalnej wartości stosunku sił T/S H. 3.6 Komputerowe badania wpływu kąta pochylenia flanki zęba na obciążenie bębna łańcuchowego Symulacje komputerowe obciążenia ogniw łańcucha, dna gniazda i flanki zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z ogniwem poziomym (rys ) przeprowadzono dla dwóch bębnów łańcuchowych o liczbie zębów z = 6 (rys. 3.42) i z = 8 (rys. 3.43), które współdziałały z łańcuchem wielkości 34x126, o module przegubu m = 0,8500 i podziałce o wydłużeniu Δp/p = 2%. Kąt pochylenia flanki zęba względem dna gniazda zmieniano w zakresie od ϐ = 50 (linie cienkie na rysunkach 3.42 i 3.43) do ϐ = 70 (linie grube na rysunkach 3.42 i 3.43). Wartości sił obciążających ogniwa łańcucha, dno gniazda i flankę zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z ogniwem poziomym przedstawiono w funkcji siły nabiegającej na bęben S H jako stosunek R/S H (linie w kolorze zielonym), S V /S H (linie w kolorze niebieskim), F/S H (linie w kolorze czerwonym) i T/S H (linie w kolorze czarnym). Wartość siły nabiegającej w łańcuchu zależy przy tym od stanu obciążenia przenośnika zgrzebłowego. Dla bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 6, dla którego kąt podziałowy wynosi 60 przeprowadzono badania wpływu kąta pochylenia flanki zęba względem dna gniazda na wartości sił obciążających ogniwa łańcucha, dno gniazda i flankę zęba bębna (rys. 3.42). W symulacjach uwzględniono zjawisko ruchliwości ogniw w przegubie przyjmując współczynnik tarcia w przegubie o wartości p = 0,3 co powoduje odchylenie siły nabiegającej wraz z ogniwem pionowym od osi ogniwa poziomego o kąt λ = 1,2. W pierwszym etapie obrotu bębna o kąt podziałowy, trwającym od chwili zetknięcia się torusa przedniego nabiegającego ogniwa poziomego z dnem gniazda do chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa poziomego z flanką zęba, następuje nieliniowy wzrost wartości siły S V tak, że 132

133 Rys stosunek sił S V /S H przyjmuje wartości większe od jedności. Równocześnie w pierwszym etapie obrotu rośnie od zera wartość reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda R aż do zakończenia tego etapu czyli do chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba. Czas trwania etapu pierwszego zależny jest od kąta pochylenia flanki zęba względem dna gniazda i dla ϐ = 50 trwa do kąta obrotu bębna wynoszącego φ = 20, zaś dla kąta ϐ = 70 jest dłuższy a kąt obrotu wynosi φ = 21,3. Im większa wartość kąta pochylenia flanki zęba tym wyższa jest maksymalna wartość stosunku sił R/S H. W drugim etapie obrotu bębna o kąt podziałowy, trwającym od chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda następuje szybki spadek wartości sił S V i R spowodowany przejęciem części obciążenia przez flankę zęba, na którą działa szybko narastająca siła F. Spadek wartości sił S V i R jest tym bardziej intensywny im większa jest wartość kąta pochylenia flanki zęba. Charakter obciążenia bębna zmienia się po spadku wartości reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda R do zera, co następuje tym prędzej im większa jest wartość kąta pochylenia flanki zęba. Od tej chwili zarówno przyrost wartości stosunku sił F/S H jak i spadek wartości stosunku sił S V /S H jest znacznie wolniejszy. Na flance zęba pojawia się siła T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze, która zapobiega poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po 133

134 flance zęba w stronę dna gniazda. Wartość stosunku sił T/S H rośnie aż do obrotu bębna o kąt podziałowy = 2/z osiągając tym większe wartości maksymalne im większa jest wartość kąta pochylenia flanki zęba, co oznacza, że im bardziej zużyte są segmenty zębów bębna łańcuchowego, tym większe prawdopodobieństwo wystąpienia poślizgu ogniwa poziomego po flance zęba. Rys Dla bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 8, dla którego kąt podziałowy wynosi 45 (rys. 3.43) symulacje komputerowe przeprowadzono dla tych samych warunków jak dla bębna o liczbie zębów z = 6 (zmienność kąta pochylenia flanki zęba od ϐ = 50 do ϐ = 70, współczynnik tarcia w przegubie p = 0,3 co powoduje odchylenie siły nabiegającej o kąt λ = 1,1 ). Charakter zmian sił obciążających ogniwa łańcucha, dno gniazda i flankę zęba bębna łańcuchowego jest w tym przypadku podobny. Czas trwania pierwszego etapu obrotu bębna o kąt podziałowy zależny jest od zmienności kąta pochylenia flanki zęba i dla ϐ = 50 trwa do kąta obrotu bębna wynoszącego φ = 11,6, zaś dla ϐ = 70 jest dłuższy a kąt obrotu wynosi φ = 12,6. Im większa jest wartość kąta pochylenia flanki zęba tym wyższa jest maksymalna wartość stosunku sił R/S H. Pojawiająca się siła T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze po spadku wartości reakcji R do zera, rośnie aż do obrotu bębna o kąt podziałowy = 2/z, osiągając tym większe wartości maksymalne im większa 134

135 jest wartość kąta pochylenia flanki zęba. Wartości maksymalne stosunku sił T/S H są tu jednak niższe niż dla bębna o mniejszej liczbie zębów i dla kąta pochylenia flanki zęba ϐ = 70 wartość stosunku sił T/S H = 0,20 (rys. 3.43), podczas gdy dla bębna o liczbie zębów z = 6 stosunek sił T/S H = 0,30 (rys. 3.42). W symulacjach komputerowych obciążenia ogniw łańcucha, dna gniazda i flanki zęba bębna łańcuchowego przy kontakcie z ogniwem poziomym przeprowadzonych dla dwóch bębnów łańcuchowych o liczbie zębów z = 6 (linie cienkie na rysunku 3.44) i z = 8 (linie grube na rysunku 3.44) i kącie pochylenia flanki zęba względem dna gniazda ϐ = 55, współdziałających z łańcuchem 34x126 o podziałce wydłużonej o Δp/p = 2%, zmieniano również warunki tarcia w przegubie przyjmując dwie wartości współczynnika tarcia w przegubie p = 0,2 (linie przerywane na rysunku 3.44) i p = 0,4 (linie ciągłe na rysunku 3.44). Zwiększenie wartości współczynnika tarcia w przegubie powoduje wydłużenie etapu pierwszego obrotu bębna o kąt podziałowy, co skutkuje zwiększeniem maksymalnej wartości stosunku sił R/S H oraz zwiększeniem maksymalnej wartości stosunku sił T/S H dla obydwóch bębnów łańcuchowych. Rys

136 3.7 Wyznaczenie obciążenia segmentów zębów bębna łańcuchowego Flankę zęba bębna łańcuchowego obciąża siła reakcji F w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba oraz siła T prostopadła do reakcji F niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze od chwili, w której wartość reakcji R spada do zera. Wartości tych sił wyznaczono przy założeniu, że działają one na flankę zęba w płaszczyźnie symetrii rowka zębnego. W rzeczywistości zęby bębna łańcuchowego nie są jednolite, lecz składają się z segmentów przedzielonych rowkiem zębnym, w którym układają się ogniwa pionowe spełniające rolę łączników ogniw poziomych. Z segmentami zębów stykają się torusy tylne ogniw poziomych. O wartości reakcji pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a segmentami zęba decyduje położenie punktów K styku ogniwa z segmentami (rys. 3.45). Położenie to zależne jest od rzeczywistych wymiarów ogniwa poziomego, usytuowania ogniwa poziomego w gnieździe, nominalnego kształtu flanki segmentu zęba oraz stopnia i formy zużycia tej flanki. Torus tylny ogniwa poziomego styka się z flanką zęba w punkcie K leżącym na promieniu kontaktu k mniejszym od zewnętrznego promienia r torusa ze względu na nachylenie flanki zęba do dna gniazda pod kątem ϐ < 90 oraz nachylenie ogniwa względem dna gniazda o kąt ε n. Styczne do torusa ogniwa w punktach kontaktu K wyznaczają kąt rozwarcia segmentów zęba ψ. Dla ogniwa poziomego nachylonego do dna gniazda pod kątem ε n promień kontaktu torusa ogniwa z segmentem zęba opisany jest zależnością: gdzie: k r d ϐ ε n d k r 1 cos 2 2 n promień kontaktu torusa ogniwa z segmentem zęba zewnętrzny promień torusa ogniwa, grubość ogniwa, kąt nachylenia flanki segmentu w punkcie styku z ogniwem, kąt nachylenia ogniwa względem dna gniazda. (3.49) Dla łańcucha wielkości 34x126 mm, dla którego zewnętrzny promień torusa ma wartość r = 52 mm a grubość ogniwa wynosi d = 34 mm, przedstawiono zmienność promienia kontaktu w zależności od kąta nachylenia flanki dla różnych wartości kąta nachylenia ogniwa względem dna gniazda (rys. 3.46). Wartość promienia kontaktu maleje wraz ze spadkiem wartości kąta nachylenia flanki segmentu i dla ϐ = 50 wynosi k = 48,0 mm (linia w kolorze czerwonym na rys. 3.46). Dodatkowo nachylenie ogniwa poziomego w gnieździe zmniejsza promień kontaktu i przy ε n = 6 o oraz ϐ = 50 jego wartość wynosi k = 46,8 mm (linia w kolorze zielonym na rys. 3.46). 136

137 k [mm] Rys ε = 0 ε = 2 [stopnie] ε = 4 [stopnie] ε = 6 [stopnie] β [stopnie] Rys Kąt rozwarcia segmentów zęba wyznaczyć można z zależności: gdzie: ψ s s 2 a cos (3.50) 2k kąt rozwarcia segmentów zęba odległość punktów styku torusa ogniwa z segmentami zęba 137

138 ψ [stopnie] k promień kontaktu torusa ogniwa z segmentem zęba Maksymalna wartość kąta rozwarcia segmentów zęba występuje dla minimalnej odległości punktów styku torusa ogniwa z segmentami zęba, która jest równa szerokości rowka zębnego pod ogniwa pionowe (dla s = c). W celu uniknięcia krawędziowego zetknięcia torusa ogniwa z segmentem zęba zaleca się przyjmowanie kąta rozwarcia segmentów zęba o wartości mniejszej od maksymalnej, co jest spełnione dla s > c. Dla łańcucha wielkości 34x126 mm, którego torus ogniwa poziomego styka się krawędziowo z segmentem zęba bębna łańcuchowego o nominalnej szerokości rowka zębnego c = 45 mm, kąt rozwarcia segmentów zęba maleje wraz ze spadkiem wartości kąta nachylenia flanki segmentu i dla ϐ = 50 wynosi ψ = 124,1 (linia w kolorze czerwonym na rys. 3.47). Również nachylenie ogniwa poziomego w gnieździe zmniejsza wartość kąta rozwarcia segmentów i dla ε n = 6 oraz ϐ = 50 jego wartość wynosi ψ = 122,5 (linia w kolorze zielonym na rys. 3.47) ε = 0 ε = 2 [stopnie] ε = 4 [stopnie] ε = 6 [stopnie] β [stopnie] Rys Przy symetrycznym położeniu ogniwa poziomego w gnieździe stosunek siły w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z każdym segmentem zęba F K do siły F wyznaczonej w płaszczyźnie symetrii rowka zębnego wynosi: FK 1 (3.51) F k 2 sina cos 2 r d[ 1 cos ( π 2 β εn)] Dla krawędziowego styku torusa ogniwa poziomego łańcucha wielkości 34x126 mm z segmentem zęba bębna łańcuchowego o nominalnej szerokości rowka zębnego c = 45 mm stosunek siły w punkcie styku F K do siły F zależy nieliniowo od kąta nachylenia flanki segmentu i kąta nachylenia ogniwa poziomego w gnieździe. Stosunek ten rośnie wraz ze 138

139 Fk / F spadkiem wartości kąta nachylenia flanki segmentu oraz ze wzrostem kąta nachylenia ogniwa poziomego w gnieździe (rys. 3.48). Wartość siły w punkcie styku F K w stosunku do siły F dla ϐ = 50 i ε n = 0 wynosi F K /F = 0,566 zaś dla ϐ = 50 i ε n = 6 stosunek ten wynosi F K /F = 0,570. 0,58 0,575 0,57 ε = 0 ε = 2 [stopnie] ε = 4 [stopnie] ε = 6 [stopnie] 0,565 0,56 0,555 0, β [stopnie] Rys Wpływ odległości punktów styku torusa tylnego ogniwa poziomego z segmentami zęba na ich obciążenie Najsilniejszy wpływ, zarówno na wartość kąta rozwarcia segmentów zęba jak i na stosunek siły w punkcie styku F K do siły F, ma odległość punktów styku torusa ogniwa z segmentami zęba. Wraz ze wzrostem wartości odległości punktów styku torusa ogniwa z segmentami zęba, czyli z odsuwaniem punktu styku K od rowka zębnego, silnie zmniejsza się wartość kąta rozwarcia segmentów zęba ψ (rys. 3.49) oraz rośnie wartość stosunku siły w punkcie styku F K do siły F (rys. 3.50). Zwiększeniu wartości odległości punktów styku torusa ogniwa z segmentami zęba od wartości s = 45 mm do wartości s = 70 mm dla ε n = 0 odpowiada zmniejszenie kąta rozwarcia segmentów od ψ = 124,1 do ψ = 86,4 dla ϐ = 50 oraz od ψ = 128,7 do ψ = 94,9 dla ϐ = 80 (rys. 3.49). Równocześnie zwiększeniu wartości odległości punktów styku torusa ogniwa z segmentami zęba od wartości s = 45 mm do wartości s = 70 mm towarzyszy szybki nieliniowy wzrost stosunku siły w punkcie styku F K do siły F od F K /F = 0,566 do F K /F = 0,730 dla ϐ = 50 oraz od F K /F = 0,555 do F K /F = 0,679 dla ϐ = 80 (rys. 3.50). 139

140 Fk / F ψ [stopnie] β = 50 [stopnie] β = 60 [stopnie] 120 β = 70 [stopnie] β = 80 [stopnie] s [mm] Rys ,75 0,70 β = 50 [stopnie] β = 60 [stopnie] β = 70 [stopnie] 0,65 β = 80 [stopnie] 0,60 0,55 0, s [mm] Rys Zastąpienie siły reakcji F w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba, działającej w osi symetrii rowka zębnego, przez dwie składowe F K działające na segmenty zęba w rzeczywistych punktach styku z torusem tylnym ogniwa pozwala na określenie obciążenia segmentów zęba. Obciążająca segment zęba siła F K, przy 140

141 Fp / F symetrycznym położeniu ogniwa poziomego w gnieździe, oprócz równoważenia połowy działającej w płaszczyźnie obrotu bębna siły F daje również składową F P prostopadłą do siły F o wielkości: F F P (3.52) ψ 2 tan 2 Na wartość stosunku składowej F P do siły F wpływa przede wszystkim wartość odległości punktów styku torusa ogniwa z segmentami zęba s a także kąt nachylenia flanki segmentu (rys. 3.51). Składowa F P osiąga przy tym znaczące wartości przekraczające 50% wartości siły F w analizowanym zakresie zmienności odległości punktów styku torusa ogniwa z segmentami zęba i kąta nachylenia flanki segmentu. 0,55 0,50 β = 50 [stopnie] β = 60 [stopnie] 0,45 0,40 β = 70 [stopnie] β = 80 [stopnie] 0,35 0,30 0,25 0, s [mm] Rys W przypadku gdy ogniwa poziome łańcucha znajdujące się na kole gniazdowym są nachylone względem den gniazd (ε n > 0), od chwili w której wartość reakcji R spada do zera musi się pojawić na flance zęba siła tarcia niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze. W przeciwnym przypadku nastąpi poślizg torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. W rzeczywistości siła tarcia nie jest wywołana naciskiem siły F działającej w osi symetrii rowka zębnego a przez nacisk dwóch składowych F K działających na segmenty zęba w punktach styku z torusem tylnym ogniwa. Ze względu na to, że wartości składowych F K są większe od połowy wartości siły F, siły tarcia ogniwa poziomego o segmenty zęba osiągają wyższe wartości niż wyznaczone dla tych samych 141

142 (2Tk/T 1) * 100% warunków tarcia od nacisku siły F. Siły tarcia wywołane naciskiem składowych F K działających na segmenty zęba przewyższają siłę tarcia spowodowaną naciskiem siły F tym bardziej im większa jest odległość punktów styku torusa ogniwa z segmentami zęba s i im mniejszy jest kąt nachylenia flanki segmentu ϐ (rys. 3.52). Dla odległości punktów styku s = 70 mm i kąta nachylenia flanki ϐ = 50 wzrost ten przekracza 50% β = 50 [stopnie] β = 60 [stopnie] β = 70 [stopnie] β = 80 [stopnie] s [mm] Rys

143 143 4 Komputerowe badania wpływu długości przenośnika ścianowego na obciążenie dynamiczne bębnów łańcuchowych 4.1 Utworzenie modelu dynamicznego (fizycznego i matematycznego) przenośnika ścianowego z napędem głównym i pomocniczym przeznaczonego do wyznaczania obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych Dotychczas badania bębnów łańcuchowych koncentrowały się na geometrii zazębienia i obliczaniu obciążeń statycznych, a badania dotyczące wyznaczania obciążeń dynamicznych w przenośnikach ścianowych koncentrowały się na łańcuchach i sprzęgłach. Obecnie najsłabszym elementem w przenośnikach ścianowych są bębny łańcuchowe. Zachodzi zatem pilna potrzeba poznania obciążeń dynamicznych zębów i gniazd tych bębnów. W wyrobiskach ścianowych stosowane są obecnie najczęściej wysokowydajne przenośniki zgrzebłowe z dwoma łańcuchami środkowymi. Siła uciągu wywołana napędem przekazywana jest łańcuchowi zgrzebłowemu za pomocą bębna łańcuchowego wyposażonego w dwa koła gniazdowe. 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 4.1. Ruch w tym rozbudowanym modelu fizycznym opisuje następujący układ nieliniowych równań różniczkowych zwyczajnych drugiego rzędu: W S q q h q q k H Z S R q h R q k H Z q m B B B B B B i i i i i i i i i i i i i i i i i i i W S q q h q q k H Z S q q h q q k H Z q m j j j A A A j A A A A j j j j j j j j j j W S q R h q R k H Z S q q h q q k H Z q m A A A A A A A A A H A A A H A A A A R S R q h R q k H Z R H Z R H Z I S S

144 144 A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A R S H Z R S H Z R S Z R S Z h k R S R q h R q k H Z A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A R S H Z R S H Z R S Z R S Z h k h k I... A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A A M R S H Z R S H Z R S Z R S Z h k I W S q q h q q k H Z S R q h R q k H Z q m A A A A A A i i i i i i i i i i i i i i i i i i i W S q q h q q k H Z S q q h q q k H Z q m j j j B B B j B B B B j j j j j j j j j j W S q R h q R k H Z S q q h q q k H Z q m B B B B B B B B B H B B B H B B B B R S R q h R q k H Z R H Z R H Z I S S B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B R S H Z R S H Z R S Z R S Z h k R S R q h R q k H Z B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B R S H Z R S H Z R S Z R S Z h k h k I... B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B M R S H Z R S H Z R S Z R S Z h k I (4.1)

145 145 Rys. 4.1 przy czym: A j A A A j A A A H A S q R h q R k S (4.2) B j B B B j B B B H B S q R h q R k S (4.3) i = 2, 3,..., j-1 κ = 1, 2

146 gdzie: h zastępczy współczynnik tłumienia dodatkowych tłumików drgań podłużnych łańcucha h A1, h B1 zastępczy współczynnik tłumienia bębna łańcuchowego w napędzie głównym (indeks A) i pomocniczym (indeks B), h A2, h B2 zastępczy współczynnik tłumienia reduktora w napędzie głównym (indeks A) i pomocniczym (indeks B), h A3, h B3 zastępczy współczynnik tłumienia sprzęgła w napędzie głównym (indeks A) i pomocniczym (indeks B), h A4, h B4 zastępczy współczynnik tłumienia silnika napędowego w napędzie głównym (indeks A) i pomocniczym (indeks B), H[ ] funkcja Heaviside a (nawias kwadratowy oznacza zawartość argumentu funkcji Heaviside a), I A, I B moment bezwładności bębna łańcuchowego w napędzie głównym (A) i pomocniczym (B), I A1, I B1 moment bezwładności reduktora zredukowany na wał bębna łańcuchowego w napędzie głównym i pomocniczym, I A2, I B2 moment bezwładności członu wyjściowego sprzęgła zredukowany na wał bębna łańcuchowego w napędzie głównym i pomocniczym, I A3, I B3 moment bezwładności członu wejściowego sprzęgła zredukowany na wał bębna łańcuchowego w napędzie głównym i pomocniczym, I A4, I B4 moment bezwładności wirnika silnika zredukowany na wał bębna łańcuchowego w napędzie głównym i pomocniczym, k sztywność właściwa więzi sprężystej łańcucha, k A1, k B1 sztywność właściwa skręcania bębna napędowego zredukowana na wał bębna łańcuchowego w napędzie głównym (A) i pomocniczym (B), k A2, k B2 sztywność właściwa skręcania reduktora zredukowana na wał bębna łańcuchowego w napędzie głównym (A) i pomocniczym (B), k A3, k B3 sztywność właściwa skręcania sprzęgła zredukowana na wał bębna łańcuchowego w napędzie głównym (A) i pomocniczym (B), k A4, k B4 sztywność właściwa skręcania wirnika silnika asynchronicznego zredukowana na wał bębna łańcuchowego w napędzie głównym (A) i pomocniczym (B), m zastępcza masa drgająca, M A, M B moment napędowy silnika asynchronicznego w napędzie głównym i pomocniczym zredukowany na wał bębna łańcuchowego, q współrzędne translacyjne, 146

147 R 11A,R 12A funkcje promieni nabiegania łańcucha nr 1 i nr 2 na bęben łańcuchowy napędu głównego, R 21B,R 22B funkcje promieni nabiegania łańcucha nr 1 i nr 2 na bęben łańcuchowy napędu pomocniczego, R 21A,R 22A funkcje promieni zbiegania łańcucha nr 1 i nr 2 z bębna łańcuchowego napędu głównego, R 11B,R 12B funkcje promieni zbiegania łańcucha nr 1 i nr 2 z bębna łańcuchowego napędu pomocniczego, R 01A,R 02A promienie podziałowe kół łańcuchowych bębna napędowego A, R 01B,R 02B promienie podziałowe kół łańcuchowych bębna napędowego B, S obciążenie statyczne w łańcuchu (będące funkcją oporów ruchu, resztowego napięcia wstępnego i współczynnika rozdziału mocy), W siła tarcia zewnętrznego w miejscu rozmieszczenia zastępczej masy drgającej, Z współczynnik dotyczący zerwania łańcucha (Z=0 dla łańcucha zerwanego, Z=1 w przypadku nie wystąpienia zerwania łańcuchów), współrzędne rotacyjne. Rozbudowany model fizyczny i matematyczny ścianowego przenośnika zgrzebłowego pozwala na wyznaczenie obciążeń dynamicznych nie tylko bębnów łańcuchowych, ale także ich zębów i gniazd podczas rozruchu i w ruchu ustalonym. Osobliwością przenośnika zgrzebłowego jest występowanie dużych obciążeń dynamicznych nie tylko podczas rozruchu, ale przez cały okres trwania ruchu ustalonego Badania komputerowe z użyciem utworzonego modelu Obiektem badań komputerowych był przenośnik zgrzebłowy ścianowy o długości L = 350 m wyposażony w pojedynczy napęd główny i pojedynczy napęd pomocniczy. Układy napędowe z silnikami asynchronicznymi o mocy 400 kw każdy wyposażone były w bębny łańcuchowe o liczbie zębów z = 8 i kącie podziałowym równym 45. Bębny te współpracowały z dwoma łańcuchami środkowymi o wielkości 34x126 o module przegubu m p = 0,85. Gałąź górna przenośnika obciążona była urobkiem węglowym o natężeniu 300 kg/m. W czasie badań symulowano stan nieluzowania łańcuchów i stan stałego luzowania. Stanem nieluzowania łańcucha nazywamy taki stan dynamiczny przenośnika ścianowego, w którym nie występują luzy międzyogniwowe w łańcuchu. Oznacza to, że napięcie wstępne skompensowało całkowicie statyczne i dynamiczne wydłużenia sprężyste łańcucha. W stanie stałego luzowania luzy międzyogniwowe w łańcuchu występują stale w miejscu jego zbiegania z napędowego bębna łańcuchowego. W przypadku, gdy w badanym przenośniku ścianowym występował stan stałego luzowania łańcuchów to luzy międzyogniwowe kumulowały się w miejscu zbiegania łańcucha 147

148 [knm] [kn] [rad/s] z bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym (rys. 4.2). W ruchu ustalonym badanego przenośnika (w stanie stałego luzowania łańcuchów) wartość maksymalna obciążenia dynamicznego w łańcuchu w miejscu jego nabiegania na bęben łańcuchowy w napędzie głównym wynosiła S H, U max 11A momentem maksymalnym o wartości a) b) c) = 416,2 kn. Bęben łańcuchowy w napędzie głównym obciążony był K,U max M A = 195,5 knm (rys. 4.2). FAP FBP Czas [s] WA11 WB Czas [s] 250 A B S H 11A S H 11B Napęd główny Napęd pomocniczy Czas [s] Rys

149 [kn] W przypadku, gdy wydłużenie podziałki łańcucha było równe Δp/p = 1% wartość maksymalna siły reakcji w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba bębna łańcuchowego w napędzie głównym F była równa 388,5 kn (rys. 4.3). Z kolei U max 11A wartość maksymalna siły reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda bębna łańcuchowego w napędzie głównym w ruchu ustalonym przenośnika była równa 124,7 kn a wartość maksymalna siły zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego U max ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda (gdy N=0) T wynosiła 17,2 kn. 11A N U max 11A RN F T SWA11 H A Czas [s] Rys. 4.3 W kolejnym etapie badań komputerowych zwiększono wartość napięcia wstępnego łańcuchów (w praktyce czynność ta realizowana jest w czasie postoju przenośnika ścianowego). W efekcie wydłużenia sprężyste łańcucha zostały całkowicie skompensowane i w przenośniku wystąpił stan nieluzowania łańcuchów. Zwiększona wartość zadanego napięcia wstępnego łańcuchów spowodowała w ruchu ustalonym przenośnika zwiększenie obciążenia dynamicznego w łańcuchu w miejscu jego nabiegania na bęben łańcuchowy w napędzie głównym do wynosiło S H, U max 11A K,U max M A = 195,5 knm (rys. 4.4). = 532,6 kn. Maksymalne obciążenie bębna napędowego 149

150 [knm] [kn] [rad/s] a) b) FAP A 0.5 FBP B Czas [s] S H 11A S H 11B WA11 WB c) Czas [s] Napęd główny Napęd pomocniczy Czas [s] Rys. 4.4 Przykładowe przebiegi obciążeń dynamicznych zębów i gniazd bębna łańcuchowego w napędzie głównym w ruchu ustalonym badanego przenośnika ścianowego przedstawiono na rysunku 4.5. W przypadku gdy wydłużenie podziałki łańcucha ogniwowego wynosiło 150

151 [kn] Δp/p = 1% wartości maksymalne tych obciążeń były równe: 493,2 kn oraz T 600 U max 11A = 22,7 kn. N = 160,2 kn, U max 11A F = U max 11A RN F T SWA11 H 11A Czas [s] Rys. 4.5 Zużycie ścierne przegubów ogniw będące główną przyczyną wzrostu podziałki ogniw łańcucha decyduje o położeniu ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego powodując osiadanie torusa tylnego ogniwa poziomego coraz wyżej na flance zęba. Skraca to czas od chwili zetknięcia się torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda do chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa z flanką zęba oraz wydłuża czas od chwili osiągnięcia przez reakcję w punkcie styku torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda wartości zerowej do chwili zetknięcia się torusa przedniego następnego ogniwa poziomego z dnem kolejnego gniazda. Wzrost podziałki Δp/p w badanym przedziale niekorzystnie wpływa na wartość maksymalną siły T (pojawia się ona w przypadku gdy N=0 i jest prostopadła do reakcji F) występującą w ruchu ustalonym przenośnika. W stanie nieluzowania łańcuchów nastąpił wzrost jej wartości od 22,7 kn do 98,7 kn, a w stanie stałego luzowania od 17,2 kn do 80,0 kn (rys. 4.6). Należy podkreślić, że zwiększona wartość wymaganej siły tarcia na flance zęba zwiększa możliwość wystąpienia poślizgu ogniwa po flance zęba co powoduje szybsze zużycie ścierne zębów i wpływa niekorzystnie na sprawność zazębienia łańcuchowego. 151

152 T/N, F/N T [kn] Stosunek maksymalnej wartości siły obciążającej flankę zęba w punkcie styku torusa tylnego ogniwa do maksymalnej wartości siły obciążającej dno gniazda w punkcie styku z torusem przednim ogniwa (F/N) rośnie nieliniowo ze wzrostem wydłużenia podziałki ogniw od wartości 3,1 dla wzrostu podziałki o 1% do wartości 11,5 dla wzrostu podziałki o 4% Stan nieluzowania Stan stałego luzowania Δp/p [%] Rys T/N, stan nieluzowania T/N, stan stałego luzowania F/N, stan nieluzowania F/N, stan stałego luzowania Δp/p [%] Rys. 4.7 Ze wzrostem podziałki ogniw rośnie również stosunek maksymalnej wartości wymaganej siły tarcia zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego po flance zęba do 152

153 maksymalnej wartości siły obciążającej dno gniazda w punkcie styku z torusem przednim ogniwa (T/N) od wartości 0,1 dla wzrostu podziałki o 1% do wartości 2,4 dla wzrostu podziałki o 4% (rys. 4.7). Wzrosty tych stosunków sił przebiegają niemal identycznie dla stanu stałego luzowania i stanu nieluzowania łańcucha. 4.2 Komputerowe badania wpływu długości przenośnika ścianowego na obciążenie dynamiczne Obiektem badań komputerowych był przenośnik ścianowy wyposażony w pojedynczy napęd główny i pomocniczy. Moce napędowych silników asynchronicznych wynosiły 400 kw w każdym napędzie. Przenośnik wyposażony był w dwa łańcuchy środkowe o wielkości 34x126. Liczba zębów bębnów łańcuchowych była równa z = 7. Podczas badań symulowano zmianę długości przenośnika w przedziale od 100 m do 400 m z krokiem równym 30 m. Napięcie wstępne łańcucha zadane w czasie postoju przenośnika było równe 150 kn. Dla przenośnika o długości 160 m łańcuch znajdował się w stanie nieluzowania. Amplituda obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym wynosiła wtedy odpowiednio 34,2 knm i 32,6 knm (rys. 4.8a). Zwiększanie długości przenośnika do 220 m nie powodowało zmiany stanu dynamicznego łańcucha, natomiast skutkowało wzrostem amplitudy rozpatrywanych obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych do wartości 74,2 knm w napędzie głównym i 67,2 knm w napędzie pomocniczym. W zakresie długości przenośnika od 220 m do 340 m łańcuch zgrzebłowy znajdował się w stanie okresowego luzowania (w miejscu jego zbiegania z bębna łańcuchowego napędu pomocniczego pojawiały się piki obciążeń dynamicznych). W tym przedziale długości przenośnika wystąpiła też maksymalna wartość amplitudy obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym. Dla wartości L = 280 m amplitudy rozpatrywanych obciążeń w napędzie głównym i pomocniczym były równe odpowiednio AM BA = 213,9 knm i AM BB = 117,6 knm (rys. 4.8b). W przypadku przenośnika o długości większej lub równej 340 m łańcuch zgrzebłowy znajdował się w stanie stałego luzowania (rys. 4.9). Amplituda rozpatrywanych obciążeń dynamicznych była równa AM BA = 92,2 knm i AM BB = 30,5 knm (rys. 4.8c i 4.9). Wraz ze zwiększaniem się długości badanego przenośnika zgrzebłowego (przy zachowaniu wartości pozostałych jego parametrów takich jak obciążenie urobkiem węglowym, zanieczyszczenie gałęzi dolnej miałem węglowym, wartość napięcia wstępnego łańcuchów zadana w czasie postoju) zmienia się stan dynamiczny łańcucha zgrzebłowego. W badanym przenośniku ścianowym występował stan: - nieluzowania łańcuchów dla długości L 100 m i L < 220 m, 153

154 - okresowego luzowania dla wartości L 220 m i L < 340 m, - stałego luzowania łańcuchów dla L 340 m. MBA, M BB M BA max M BA M BB max AM BA M BB M BA Rys

155 Rys Obciążenie dynamiczne bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym przenośnika ścianowego Obiektem badań komputerowych był przenośnik ścianowy o długości L = 300 m wyposażony w pojedynczy napęd główny i pomocniczy. Gałąź górna przenośnika obciążona była strugą urobku węglowego a gałąź dolna miałem węglowym. Przenośnik zainstalowany był w wyrobisku ścianowym o nachyleniu podłużnym γ = 6. W czasie badań komputerowych z wykorzystaniem modelu dynamicznego przenośnika ścianowego z napędem głównym i pomocniczym zmieniano wartość napięcia wstępnego łańcuchów S 0B. Dla wartości S 0B nie przekraczającej 170 kn luzy międzyogniwowe kumulowały się w łańcuchu w miejscu jego zbiegania z bębna łańcuchowego napędu pomocniczego. Wpływ wartości napięcia wstępnego łańcuchów na obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych w tym stanie dynamicznym łańcuchów był nieznaczny. Dla S 0B =170 kn wartości maksymalne obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym były równe odpowiednio max M BA =212,7 knm i max M BB AM BA =104,3 knm i AM BB =28,6 knm (rys. 4.10). =174,9 knm a amplitudy tych obciążeń wynosiły 155

156 Rys Zwiększenie wartości napięcia wstępnego łańcuchów S 0B spowodowało, że w czasie ruchu przenośnika w łańcuchu zaczęły pojawiać się piki obciążeń dynamicznych w miejscu jego zbiegania z bębna łańcuchowego napędu pomocniczego. W stanie okresowego luzowania łańcuchów ze zwiększaniem S 0B do 230 kn następował wzrost wartości maksymalnej i amplitudy obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym. Dla tej wartości napięcia wstępnego łańcuchów rozpatrywany bęben łańcuchowy był obciążony najbardziej ( M max BA =267,8 knm i AM BA =226,6 knm, rys i 4.12). Z kolei największe wartości obciążeń dynamicznych bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym wystąpiły dla S 0B = 260 kn i wynosiły max M BB =237,9 knm i AM BB =209,8 knm (rys. 4.13). Dalszy wzrost wartości napięcia wstępnego łańcuchów aż do 290 kn powodował zmniejszenie wartości obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych zarówno w napędzie głównym jak i pomocniczym. 156

157 Rys Stan nieluzowania łańcuchów występował dla S 0B = 320 kn. Amplituda obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym wynosiła AM BA =85,9 knm a w napędzie pomocniczym AM BB =82,4 knm. Wartości maksymalne tych obciążeń były równe odpowiednio max M BA =209 knm i max M BB =207,5 knm (rys. 4.14). Wpływ zmiany wartości napięcia wstępnego łańcuchów na rozpatywane wartości obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych był pomijalnie mały. W badanym przenośniku ścianowym o długości 300 m występowały trzy stany dynamiczne łańcucha: - stan stałego luzowania łańcuchów w przypadku, gdy wartość napięcia wstępnego łańcuchów S 0B zadana w czasie postoju przenośnika była mniejsza lub równa 170 kn, - stan okresowego luzowania łańcuchów dla 200 kn S 0B 290 kn, - stan nieluzowania łańcuchów dla: S 0B 320 kn. W stanie stałego luzowania łańcuchów i w stanie nieluzowania nie stwierdzono znaczącego wpływu wartości napięcia wstępnego łańcuchów na obciążenia dynamiczne 157

158 bębnów łańcuchowych napędzie głównym i pomocniczym. W stanie okresowego luzowania łańcuchów wystąpiły szczytowe wartości rozpatrywanych obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych. Rys Rys

159 Rys Redukcja obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w przenośnikach ścianowych Badania komputerowe zostały przeprowadzone za pomocą własnego modelu matematycznego dla przenośnika zgrzebłowego ścianowego wyposażonego w pojedynczy napęd główny i pomocniczy. Każdy napęd wyposażony był w silnik elektryczny o mocy 400 kw, sprzęgło podatne, reduktor oraz bęben łańcuchowy o liczbie zębów z = 7 współdziałający z łańcuchem ogniwowym górniczym o wielkości 34x126. Podczas badań komputerowych symulowano ruch przenośnika zgrzebłowego zainstalowanego w wyrobisku ścianowym o długości 200 m i 400 m. W obydwóch przypadkach gałąź górna przenośnika obciążona była strugą urobku na całej długości. Łańcuch zgrzebłowy wyposażony był w dodatkowe tłumiki drgań podłużnych o zastępczym współczynniku tłumienia h z zakresu od 0 (brak tłumików) do 10 7 Ns/m. We wszystkich badanych konfiguracjach przenośnika łańcuch zgrzebłowy znajdował się w stanie stałego luzowania. 159

160 [knm] [rad/s] W przypadku przenośnika o długości L = 200 m czas rozruchu wynosił t R = 3,3 s (rys. 4.15). W tym czasie maksymalna wartość obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego równa 222,4 knm wystąpiła w napędzie pomocniczym. W ruchu ustalonym tego przenośnika maksymalne wartości obciążeń dynamicznych sprzęgieł w napędzie głównym i pomocniczym były równe odpowiednio 200,7 knm i 164,8 knm a amplitudy tych obciążeń wynosiły 75,6 knm i 14,3 knm. Występujące obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych wynikają z drgań samowzbudnych w układzie łańcuchowym oraz występowania efektu poligonalnego. Zastosowanie w badanym przenośniku tłumików drgań podłużnych o zastępczym współczynniku tłumienia równym 10 6 Ns/m spowodowało zmniejszenie wartości maksymalnej obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym podczas rozruchu przenośnika o 3 % - do wartości 215,6 knm. a) Czas [s] Napęd główny Napęd pomocniczy b) Czas [s] Napęd główny Napęd pomocniczy Rys Wartość maksymalna obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w ruchu ustalonym rozpatrywanego przenośnika wynosiła 163,0 knm w napędzie głównym i 162,5 w napędzie pomocniczym (rys. 4.16). Wartości te zmalały o ponad 21 % w napędzie głównym i o 1,4 % w 160

161 [knm] [rad/s] napędzie pomocniczym. Amplitudy rozpatrywanych obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w ruchu ustalonym badanego przenośnika były równe 9,0 knm w napędzie głównym i 7,5 knm w napędzie pomocniczym. Zastosowanie tłumików drgań podłużnych spowodowało w badanym przypadku ponad ośmiokrotną redukcję wartości amplitudy obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym. W napędzie pomocniczym jej wartość zmalała prawie dwukrotnie. Obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych są w tym przypadku tylko wynikiem występowania efektu poligonalnego, ponieważ tłumiki drgań podłużnych spowodowały całkowite wytłumienie drgań w łańcuchach. Zwiększanie wartości zastępczego współczynnika tłumienia tłumików drgań podłużnych powyżej 10 6 Ns/m nie powodowało zmian wartości obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym. a) Czas [s] Napęd główny Napęd pomocniczy b) Czas [s] Napęd główny Napęd pomocniczy Rys Czas rozruchu przenośnika ścianowego o długości L = 400 m wynosił t R = 8 s (rys. 4.17). Wartość maksymalna obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego wystąpiła podczas tego rozruchu w napędzie głównym i wynosiła 232,2 knm. W ruchu ustalonym 161

162 [knm] [rad/s] przenośnika wartość maksymalna tego obciążenia była równa 202,4 knm w napędzie głównym i 198,7 knm w napędzie pomocniczym. Amplitudy tych obciążeń były równe odpowiednio 54,5 knm i 22,5 knm (rys. 4.17). Pierwsze oznaki działania dodatkowych tłumików drgań podłużnych pojawiły się już dla h=10 3 Ns/m, natomiast znaczące zmniejszenie wartości obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych wystąpiło dla h 10 5 Ns/m. Najlepsze efekty w ruchu ustalonym przenośnika uzyskano dla h=10 6 Ns/m (rys. 4.18), to znaczy: a) Czas [s] Napęd główny Napęd pomocniczy b) Czas [s] Napęd główny Napęd pomocniczy Rys Prawie sześciokrotną redukcję wartości amplitudy obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym (9,4 knm) oraz zmniejszenie wartości maksymalnej tego obciążenia o 7,6 % (do 187,1 knm). - 2,8-krotne zmniejszenie wartości amplitudy obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym. W rozpatrywanym przypadku była ona równa 7,9 knm. Wartość maksymalna tego obciążenia zmalała o 6,7 % i była równa 185,4 knm. 162

163 [knm] [rad/s] Zastosowanie tłumików drgań podłużnych o zastępczym współczynniku tłumienia h>10 6 Ns/m nie powodowało dalszej redukcji wartości obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych. a) Czas [s] Napęd główny Napęd pomocniczy b) Napęd główny Napęd pomocniczy Czas [s] Rys Nadmierne obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych mogą być skutecznie redukowane poprzez zastosowanie w przenośnikach ścianowych tłumików drgań podłużnych. Właściwe parametry tych tłumików, które zapewnią najlepszą redukcję wartości maksymalnej i amplitudy obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym powinny być dobierane na podstawie wyników analiz charakterystyk czasowych uzyskanych na drodze symulacji komputerowych przeprowadzonych z wykorzystaniem modelu dynamicznego przenośnika. 163

164 4.5 Komputerowe badania wpływu prędkości transportowania urobku na obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych w przenośniku ścianowym Symulacje komputerowe zostały wykonane dla przenośnika zgrzebłowego zainstalowanego w wyrobisku ścianowym o długości 300 m. Przenośnik wyposażony był w pojedynczy napęd główny i pojedynczy napęd pomocniczy z silnikami asynchronicznymi o mocy 400 kw każdy. Posiadał on dwa łańcuchy środkowe. Liczba zębów bębna łańcuchowego wynosiła 7. Gałąź górna tego przenośnika obciążona była urobkiem węglowym. Łańcuch zgrzebłowy znajdował się w stanie nieluzowania. W oznaczeniach przyjęto, że indeks A oznacza napęd główny natomiast indeks B napęd pomocniczy. Podczas badań zmieniano prędkość transportowania urobku w zakresie od v K = 0,5 m/s do v K = 2,2 m/s. Rys Przy prędkości transportowania urobku równej v K =0,5 m/s wartość maksymalna obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym w ruchu ustalonym przenośnika wynosiła 176,8 knm a amplituda tego obciążenia była równa 121,8 knm 164

165 (rys. 4.19). W napędzie pomocniczym wartości rozpatrywanych obciążeń dynamicznych wynosiły odpowiednio 174,7 knm i 118,6 knm. Zwiększenie prędkości transportowania urobku do v K =1,76 m/s spowodowało redukcję wartości rozpatrywanych obciążeń dynamicznych. Wartość maksymalna obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym zmalała do 130,9 knm a w napędzie pomocniczym do 131,2 knm (zmniejszenie o 26% i 25%). Amplitudy tych obciążeń w napędzie głównym i pomocniczym były sobie równe i wynosiły 41 knm (rys i 4.21). Nastąpiła prawie trzykrotna redukcja ich wartości. Rys Na podstawie przeprowadzonych badań komputerowych, dla przenośnika ścianowego z napędem głównym i pomocniczym o długości 300 m, załadowanego na całej długości strugą urobku, w którym występował stan nieluzowania łańcuchów można stwierdzić, że: 165

166 - prędkość transportowania urobku w przedziale od 0,5 m/s do 1,76 m/s wywiera znaczący wpływ na wartość maksymalną i amplitudę obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym i pomocniczym, - wartość maksymalna obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych miała największą wartość dla prędkości transportowania urobku v K = 0,5 m/s. Była ona równa w napędzie głównym i pomocniczym odpowiednio 176,8 knm i 174,7 knm. Zwiększenie prędkości v K do 1,76 m/s spowodowało zmniejszenie tych wartości o około 25 %, - amplituda obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych miała największą wartość dla v K = 0,5 m/s i wynosiła 121,8 knm w napędzie głównym i 118,6 knm w napędzie pomocniczym. Wzrost prędkości v K do 1,76 m/s spowodował prawie trzykrotną redukcję jej wartości. Rys Obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych w stanach awaryjnych przenośnika ścianowego W ścianach o dużej długości stan obciążenia napędów przenośników zgrzebłowych, układów łańcuchowych i bębnów napędowych zmienia się w porównaniu ze ścianą konwencjonalną. Duże wartości maksymalne i amplitudy obciążeń dynamicznych w przenośniku ścianowym a także ich duża zmienność wynikająca ze współdziałania z maszyną urabiającą mogą wpływać w sposób niekorzystny na trwałość poszczególnych elementów układu napędowego a w szczególności bębnów łańcuchowych, a także być przyczyną wystąpienia stanów awaryjnych takich jak zrywanie się łańcucha zgrzebłowego. 166

167 W przenośniku ścianowym może wystąpić zerwanie pojedynczego łańcucha lub równoczesne zerwanie dwóch łańcuchów w gałęzi dolnej lub w gałęzi górnej. Przyczyną zerwania łańcucha jest zwykle przekroczenie jego wytrzymałości na rozciąganie na skutek zablokowania w prowadnikach lub rynnach. Blokowanie się łańcucha w przenośniku ścianowym następuje zwykle na skutek wykolejenia zgrzebeł i ich zablokowania przed kombajnem, zablokowania łańcucha zgrzebłowego przez duża bryłę urobku, odkształcenia blachy dennej lub profili bocznych, względnego przemieszczenia końców rynien na skutek uszkodzenia czopów łączących rynny, wykolejenia zgrzebeł i ich zablokowania pod kombajnem. Drugą przyczyną rozpatrywanych stanów awaryjnych są zerwania łańcucha o charakterze zmęczeniowym lub na skutek przeciążenia. Zerwania zmęczeniowe występują zwykle po dłuższym czasie eksploatacji przenośnika i wynikają z występowania znacznych obciążeń dynamicznych łańcucha o dużej zmienności. Prowadzą one do zmęczenia ogniwa i jego pęknięcia w miejscu największej koncentracji naprężeń. Czas i miejsce wystąpienia zerwania łańcucha na konturze łańcuchowym są w tym przypadku wartościami losowymi. W wysoko wydajnych przenośnikach ścianowych często stosowany jest łańcuch 34x126. Obciążenie zrywające łańcucha klasy B tej wielkości wynosi 1140 kn, natomiast klasy D-3 jest równe 1800 kn. Obecnie na rynku dostępne są łańcuchy ogniwowe górnicze, których obciążenie zrywające przekracza wartość 3200 kn. Obiektem badań komputerowych był przenośnik zgrzebłowy ścianowy o długości L = 350 m wyposażony w pojedynczy napęd główny i pomocniczy z silnikami asynchronicznymi o mocy 400 kw. Gałąź górna załadowana była urobkiem węglowym na całej długości. Bębny łańcuchowe o liczbie zębów z = 7 współdziałały z dwoma łańcuchami środkowymi o wielkości 34x126. Zgrzebła o masie m z =45 kg mocowane były do łańcucha z podziałką p z =1,26 m. Czas zerwania łańcucha mierzony od chwili załączenia silników napędowych przenośnika oznaczono przez t Z. Badania przeprowadzono dla stanu stałego luzowania łańcuchów. Zadana wartość napięcia wstępnego łańcuchów wynosiła S 0B = 80 kn Wpływ zerwania jednego łańcucha na obciążenia dynamiczne bębnów napędowych Na skutek zerwania jednego łańcucha w gałęzi górnej następuje gwałtowna zmiana rozkładu napięć statycznych w obydwóch łańcuchach. W łańcuchu zerwanym następuje spadek obciążenia statycznego o wartość oporów ruchu na odcinku od miejsca zerwania do napędu pomocniczego. Opory te przejmuje drugi łańcuch na skutek czego następuje wzrost jego obciążenia statycznego. Z kolei zmiana obciążeń łańcuchów wpływa na wartości obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym. Przebieg obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych podczas rozruchu i w ruchu ustalonym przenośnika, w którym nie występowały stany awaryjne pokazano na rysunku Czas rozruchu tego przenośnika wynosił t R = 5 s. Amplituda obciążenia dynamicznego 167

168 bębnów łańcuchowych w ruchu ustalonym badanego przenośnika wynosiła w napędzie głównym AM * PA = 125 knm natomiast w napędzie pomocniczym AM * PB = 38,2 knm. Wartości maksymalne tych obciążeń były równe odpowiednio M * PA max = 218,8 knm oraz M * PB max = 196,9 knm (za pomocą znaku * oznaczono obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych w przenośniku ścianowym, w którym nie wystąpiło zerwanie łańcucha). Rys Zerwanie zmęczeniowe łańcucha nr 1 w połowie długości przenośnika w gałęzi górnej podczas rozruchu spowodowało chwilowy spadek wartości obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym (rys. 4.24). W ruchu ustalonym wartości amplitud obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych wzrosły do AM PA = 165 knm i AM PB = 41,5 knm (odpowiednio o 32% i 8% w stosunku do AM * PA i AM * PB). W przypadku, gdy zerwanie łańcucha nastąpiło w ruchu ustalonym w 6. sekundzie od chwili załączenia silników napędowych, wartość obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym również gwałtownie spadła. W ruchu ustalonym przenośnika wartość maksymalna obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych wynosiła w napędzie głównym 168

169 max max i pomocniczym odpowiednio M PA = 228,9 knm i M PB = 170,7 knm. Zerwanie łańcucha nr 1 spowodowało prawie dwukrotny wzrost wartości amplitudy rozpatrywanych obciążeń dynamicznych bębna łańcuchowego w napędzie głównym (AM PA = 242,1 knm), natomiast w napędzie pomocniczym nastąpił wzrost o ponad 40% (AM PB = 53,9 knm). Rys Zupełnie inna jest reakcja przenośnika ścianowego na zerwanie jednego łańcucha w gałęzi dolnej. W chwili zerwania łańcucha (zarówno podczas rozruchu jak i w ruchu ustalonym) następuje bardzo szybki spadek wartości obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym (rys. 4.25). Gdy zerwanie łańcucha nastąpiło w czasie rozruchu (rys.4.25a) to w ruchu ustalonym przenośnika wzrosła wartość maksymalna obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym o prawie 8% a amplituda tego obciążenia zwiększyła się o 68%. Równocześnie amplituda obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym wzrosła prawie dwukrotnie. Po zerwaniu łańcucha nr 1 w ruchu ustalonym przenośnika (t Z =6s) wartości maksymalne max max obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych były równe: M PA = 232,6 knm i M PB = 179,4 knm a ich amplitudy wynosiły AM PA = 133,5 knm i AM PB = 63,5 knm (rys.4.25b). 169

170 Rys Skutkiem zerwania jednego łańcucha w badanym przenośniku ścianowym jest: - prawie dwukrotne zwiększenie amplitudy obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym (zerwanie łańcucha nr 1 w gałęzi górnej), - prawie dwukrotne zwiększenie amplitudy obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym (zerwanie łańcucha nr 1 w gałęzi dolnej) Wpływ zerwania dwóch łańcuchów na obciążenia dynamiczne bębnów napędowych Bezpośrednio po jednoczesnym zerwaniu dwóch łańcuchów w gałęzi górnej (podczas rozruchu i w ruchu ustalonym) w połowie długości przenośnika, nastąpił gwałtowny spadek wartości obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym (rys. 4.26). W rezultacie bęben był obciążony obustronnie. Wirnik silnika uległ przyspieszeniu do prędkości nadsynchronicznej na skutek odciążenia napędu głównego (rys. 4.27a i 4.28a). Tak więc po zerwaniu dwóch łańcuchów w gałęzi górnej silnik asynchroniczny w napędzie głównym zachowywał się okresowo jak generator. 170

171 Rys W przypadku, gdy zerwanie łańcuchów nastąpiło podczas rozruchu przenośnika to wartość amplitudy obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych w napędzie głównym wzrosła o 130% a w napędzie pomocniczym o 75% w porównaniu do wartości AM * PA i AM * PB. Natomiast po zerwaniu łańcuchów w ruchu ustalonym badanego przenośnika wartości rozpatrywanych amplitud wzrosły o 160% w napędzie głównym i o 36% w napędzie pomocniczym (rys. 4.26). Gdy zerwanie dwóch łańcuchów następuje w gałęzi dolnej przenośnika ścianowego to napęd pomocniczy przestaje wspomagać napęd główny. Całkowite obciążenie gałęzi górnej nosiwem przejmuje tylko napęd główny. Bezpośrednio po zerwaniu dwóch łańcuchów następuje gwałtowny wzrost obciążeń dynamicznych bębna łańcuchowego w napędzie głównym do wartości (rys. 4.29): max - M PA = 274,3 knm, gdy zerwanie wystąpiło podczas rozruchu, max - M PA = 252,6 knm, gdy zerwanie wystąpiło w ruchu ustalonym. W przypadku zerwania dwóch łańcuchów w ruchu ustalonym przenośnika występuje zjawisko hamowania bębna łańcuchowego w napędzie głównym (rys. 4.27b). Natomiast gdy zerwanie nastąpiło podczas rozruchu to silnik napędu głównego nie był w stanie pokonać oporów ruchu gałęzi górnej i rozruch był nieskuteczny (rys. 4.28b). 171

172 Rys Zerwanie dwóch łańcuchów w gałęzi górnej spowodowało: - 2,3 - krotne zwiększenie amplitudy obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego: w napędzie głównym, gdy zerwanie nastąpiło podczas rozruchu i 2,6 - krotne po zerwaniu łańcuchów w ruchu ustalonym, - obustronne obciążenie bębna łańcuchowego w napędzie głównym (zarówno podczas zerwania łańcuchów w czasie rozruchu ja i w ruchu ustalonym), - pracę generatorową silnika asynchronicznego w napędzie głównym (wirnik silnika osiąga prędkość nadsynchroniczną). Skutkiem zerwania dwóch łańcuchów w gałęzi dolnej było: - zwiększenie wartości maksymalnych obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym o 25%, gdy zerwanie nastąpiło podczas rozruchu przenośnika i o 15%, gdy łańcuchy uległy zerwaniu w ruchu ustalonym, - nieskuteczny rozruch przenośnika po zerwaniu łańcuchów podczas rozruchu przenośnika, 172

173 Rys Wpływ charakterystyki tarcia zewnętrznego łańcucha zgrzebłowego i urobku węglowego na dynamikę bębnów łańcuchowych Od ponad pięćdziesięciu lat moc przenośników ścianowych stale rośnie na skutek ciągłego zwiększania wydajności i długości tych maszyn co z kolei prowadzi do wzrostu oporów ruchu łańcucha zgrzebłowego i urobku. Zależność współczynników oporów ruchu łańcucha, zgrzebeł i nosiwa od prędkości nazywana jest charakterystyką tarcia zewnętrznego w przenośniku. Wartości współczynników oporów ruchu zależą od kilkunastu czynników, z których najważniejsze to: kształt przestrzenny nosiwa w rynnach, konstrukcja styków rynien, geometria przekroju poprzecznego rynien, położenie łańcuchów względem rynien (środkowe lub boczne), napięcie wstępne łańcuchów, liczba i wielkość łańcuchów, prędkość łańcucha, podłużne i poprzeczne pochylenie przenośnika, względne pochylenie rynien, zanieczyszczenie dolnego przedziału rynien, rodzaj nosiwa i wielkość sortymentu, kształt i masa zgrzebeł, zużycie ścierne rynien i zgrzebeł oraz wilgotność rynien. Tak duża liczba czynników powoduje, 173

174 Rys że wartości współczynników oporów ruchu nie zostały wyznaczone na drodze teoretycznej i korzysta się z charakterystyk tarcia zewnętrznego wyznaczonych na drodze doświadczalnej. Matematycznie charakterystyki te są opisane wielomianem stopnia trzeciego. Siła tarcia zewnętrznego w miejscu rozmieszczenia i-tej masy zastępczej w modelu fizycznym przenośnika ścianowego jest równa: gdzie (4.4) 2 3 W i 9,81 m i a i b i q i c i q d i q i q i sign i cos i sin i sign() algebraiczna funkcja znaku, q prędkość zastępczej masy drgającej, nachylenie odcinka L/j, q 0 1 sign q (4.5) q 0 1 a,b,c,d współczynniki aproksymacji charakterystyki tarcia zewnętrznego, ξ oznaczenie gałęzi przenośnika (ξ=1 gałąź górna, ξ=2 gałąź dolna), 174

175 numer łańcucha (=1 lub =2), i numer masy zastępczej. W przypadku aproksymacji charakterystyk tarcia zewnętrznego linią prostą współczynniki c i d są równe 0. Badania mające na celu określenie wpływu charakterystyki tarcia zewnętrznego łańcucha zgrzebłowego i urobku węglowego na obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych podczas rozruchu i w ruchu ustalonym przenośnika ścianowego przeprowadzono przy następujących założeniach: - długość wyrobiska ścianowego była równa L = 250 m, - przenośnik wyposażony był w pojedynczy napęd główny i pojedynczy napęd pomocniczy, - całkowita moc silników napędowych wynosiła 800 kw, - liczba zębów bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym wynosiła z = 7, - bębny napędowe przekazywały siłę uciągu podwójnemu łańcuchowi zgrzebłowemu o wielkości 2x34x126, - gałąź górna przenośnika obciążona była strugą urobku na całej długości Wpływ oporów ruchu w gałęzi górnej Badania komputerowe wpływu oporów ruchu łańcucha zgrzebłowego i urobku w gałęzi górnej przenośnika na obciążenia dynamiczne bębnów napędowych zostały przeprowadzone przy założeniu, że: a 21i =a 22i =0,3, b 21i =b 22i =-0,025, c 21i =c 22i =0, d 21i =d 22i =0, b 11i =b 12i =-0,025, c 11i =c 12i =0, d 11i =d 12i =0. Wartość stałego składnika aproksymowanej charakterystyki tarcia zewnętrznego w gałęzi górnej a 11i =a 12i zmieniano w przedziale od 0,3 do 0,7. Czas rozruchu badanego przenośnika, w którym wartość współczynnika oporów ruchu w gałęzi górnej a 11i i a 12i była równa 0,3 wynosił t R = 1,2 s (rys. 4.30a). Wartość maksymalna obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym wynosiła podczas rozruchu tego przenośnika 193,1 knm a w napędzie pomocniczym 115,4 knm (rys. 4.31a). Maksymalne wartości obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w ruchu ustalonym przenośnika były równe w napędzie głównym i pomocniczym odpowiednio 169,8 knm oraz 125,9 knm. Amplitudy tych obciążeń wynosiły 157,2 knm w napędzie głównym oraz 51,3 knm w napędzie pomocniczym. Dla symulowanej wartości współczynników a 11i i a 12i równej 0,6 (w porównaniu do przypadku, gdy a 11i =a 12i =0,3) czas rozruchu przenośnika uległ zwiększeniu do 4,8 s (rys. 4.32). Wartości szczytowe obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w czasie rozruchu tego przenośnika wynosiły w napędzie głównym i pomocniczym odpowiednio 232,6 knm i 237,2 knm, a w ruchu ustalonym były równe 203,4 knm i 194,8 knm. Zwiększenie wartości współczynników a 11i = a 12i do 0,7 spowodowało nadmierny wzrost obciążenia układów napędowych, co w efekcie doprowadziło do nieskutecznego 175

176 rozruchu badanego przenośnika ścianowego (rys. 4.30b). Przebieg obciążeń dynamicznych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym w tym przypadku przedstawiono na rysunku 4.31b. W następnym etapie badań komputerowych symulowano zmianę wartości współczynników b 11i = b 12i w przedziale od 0 do -0,05 przy założeniu, że a 21i =a 22i =0,3, b 21i =b 22i =-0,025, c 21i =c 22i =0, d 21i =d 22i =0, a 11i =a 12i =0,5, c 11i =c 12i =0, d 11i =d 12i =0. W badanym przedziale zmienności rozpatrywanego współczynnika wartość szczytowa obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym była stała podczas rozruchu przenośnika ścianowego (rys. 4.33). W ruchu ustalonym tego przenośnika zmiana wartości współczynników b 11i = b 12i od 0 do -0,05 spowodowała wzrost wartości maksymalnej obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym od 177,2 knm do 240,5 knm. Równocześnie nastąpił wzrost amplitudy tego obciążenia od 58,4 knm do 199,6 knm. Rys

177 Rys Rys

178 Rys Wpływ oporów ruchu w gałęzi dolnej Wzrost oporów ruchu w gałęzi dolnej przenośnika ścianowego może być spowodowany zanieczyszczeniem tej gałęzi miałem węglowym, przekładką przenośnika lub występowaniem w wyrobisku ścianowym miękkiego spągu. W czasie badań komputerowych symulowano wartość współczynników a 21i = a 22i w przedziale od 0,2 do 0,9 (przyjęto, że: b 21i =b 22i =-0,025, c 21i =c 22i =0, d 21i =d 22i =0, a 11i =a 12i =0,5, b 11i =b 12i =-0,025, c 11i =c 12i =0, d 11i =d 12i =0). Przebiegi prędkości kątowych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym dla a 21i = a 22i =0,2 i a 21i = a 22i =0,9 pokazano na rysunku W pierwszym przypadku czas rozruchu przenośnika wynosił t R = 1,7 s, natomiast w drugim był równy t R = 6 s. Zwiększenie wartości współczynników a 21i = a 22i od 0,2 do 0,9 spowodowało wzrost maksymalnej wartości obciążenia dynamicznego bębnów łańcuchowych podczas rozruchu o 31% w napędzie głównym i 29% w napędzie pomocniczym (rys. 4.35). W ruchu ustalonym tego przenośnika wartości te wzrosły odpowiednio o 20% i 25%. Amplituda rozpatrywanego obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym w ruchu ustalonym przenośnika wzrosła z 39,3 knm do 63 knm (rys. 4.36). Badania komputerowe wpływu wartości współczynników b 21i = b 22i aproksymowanej charakterystyki tarcia zewnętrznego w gałęzi dolnej przenośnika ścianowego na obciążenia dynamiczne bębnów łańcuchowych przeprowadzono dla następujących założeń: a 21i =a 22i =0,3, c 21i =c 22i =0, d 21i =d 22i =0, a 11i =a 12i =0,5, b 11i =b 12i =-0,025, c 11i =c 12i =0, d 11i =d 12i =0. W badanym przedziale zmienności współczynnika b 21i = b 22i (od 0 do -0,05) nie stwierdzono zmian wartości maksymalnej obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym podczas rozruchu przenośnika (rys. 4.37). W ruchu ustalonym wystąpił wzrost wartości 178

179 maksymalnej rozpatrywanego obciążenia dynamicznego od 195,4 knm do 210,4 knm oraz wzrost amplitudy tego obciążenia od 94,8 knm do 122,3 knm. Zwiększanie wartości stałego składnika aproksymowanej charakterystyki tarcia zewnętrznego w gałęzi górnej a 11i = a 12i przedziale od 0,3 do 0,6 spowodował: - wzrost czasu rozruchu przenośnika od t R =1,2 s do t R =4,8 s (dla a 11i =a 12i =0,65 oraz a 11i =a 12i =0,7 rozruch przenośnika był nieskuteczny), - ponad dwukrotny wzrost wartości maksymalnej obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym podczas rozruchu przenośnika, - ponad 50-procentowy wzrost wartości szczytowej obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym w ruchu ustalonym przenośnika, Zmiana wartości współczynnika b 11i = b 12i aproksymowanej charakterystyki tarcia zewnętrznego w przedziale od 0 do -0,05: - nie wywiera wpływu na wartość maksymalną obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym podczas rozruchu przenośnika, Rys

180 Rys Rys

181 Rys w ruchu ustalonym przenośnika powoduje wzrost wartości maksymalnej obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym o 35% oraz ponad trzykrotny wzrost amplitudy tego obciążenia, Zwiększanie wartości stałego składnika aproksymowanej charakterystyki tarcia zewnętrznego w gałęzi dolnej a 21i = a 22i w przedziale od 0,2 do 0,9 spowodował: - ponad trzykrotny wzrost czasu rozruchu przenośnika, - wzrost wartości maksymalnej obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego podczas rozruchu przenośnika w napędzie głównym o 31% a w napędzie pomocniczym o 29%, - wzrost wartości maksymalnej obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym o 25% oraz wzrost amplitudy tego obciążenia o 60% w ruchu ustalonym, W przypadku zmiany wartości współczynnika b 21i = b 22i (w gałęzi dolnej przenośnika) w przedziale od 0 do -0,05 stwierdzono: - brak jej wpływu na wartość maksymalną obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym podczas rozruchu przenośnika, - wzrost wartości maksymalnej obciążenia dynamicznego bębna łańcuchowego w napędzie głównym o 7,6% i amplitudy tego obciążenia o 29% w ruchu ustalonym badanego przenośnika. 181

182 5 Propozycje modyfikacji postaci konstrukcyjnej bębna łańcuchowego przeznaczonego dla przenośnika ścianowego 5.1 Wyznaczenie węzłów bębna łańcuchowego najbardziej narażonych na zużycie ścierne w wyniku współdziałania z łańcuchem zgrzebłowym i utworzenie pola możliwych rozwiązań postaci konstrukcyjnej tych węzłów W wyniku zużycia, gniazda bębnów zmieniają w istotny sposób swoją stereometrię. Nieregularne kształty i znaczne zróżnicowanie ubytków zębów i den gniazd wyklucza stosowanie tradycyjnych metod pomiarowych do określenia stopnia ich zużycia. Identyfikację węzłów bębna łańcuchowego podlegających intensywnemu zużyciu ściernemu przeprowadzono w oparciu o wyniki obszernych badań, w trakcie których dokonano pomiaru geometrii gniazd bębnów wycofanych z eksploatacji. Pomiary te przeprowadzone zostały dwoma metodami stykową na współrzędnościowej maszynie pomiarowej oraz bezstykową z wykorzystaniem skanera 3D. W pierwszym z wymienionych zadanie pomiarowe polegało na pomiarze geometrii powierzchni roboczych gniazd dla wytypowanych bębnów łańcuchowych, co zrealizowane zostało poprzez bezpośredni pomiar współrzędnych przestrzennych w kartezjańskim układzie współrzędnych punktów tworzących te powierzchnie. Zastosowano w tym celu współrzędnościową maszynę pomiarową Zeiss ACCURA 7 (rys. 5.1a), wyposażoną w system MASS zapewniający pełną funkcjonalność multisensoryczną, umożliwiającą współpracę z dowolną głowicą pomiarową (na przykład stykową lub optyczną). Maszyna, na której zrealizowano omawiane zadanie pomiarowe wyposażona była w sztywną aktywną głowicę skaningową VAST XT (rys. 5.1b). Głowica ta pozwala na realizację pomiarów w trybie skaningu aktywnego lub w trybie impulsowym (pomiary pojedynczych punktów). W trakcie pomiaru nadzoruje ona (w trybie online) swoje wychylenia utrzymując stałą i niską wartość nacisku pomiarowego skierowanego zawsze w kierunku normalnym do mierzonej powierzchni, zapewniając w ten sposób wysoką dokładność pomiaru. Dla potrzeb pomiaru gniazd bębnów łańcuchowych użyto czterech układów trzpieni, w które wyposażona była głowica pomiarowa (rys. 5.2). Pierwszy z nich (rys. 5.2a) zastosowany został do zdefiniowania położenia i orientacji przestrzennej lokalnego układu współrzędnych XYZ (układu współrzędnych przedmiotu) związanego z bębnem łańcuchowym, dla którego realizowany był pomiar. Pozostałe trzy (rys. 5.2b 5.2d) stosowane były natomiast podczas digitalizacji powierzchni gniazd bębnów łańcuchowych, w zależności od ich położenia w przestrzeni pomiarowej maszyny współrzędnościowej. 182

183 a) b) Rys. 5.1 Digitalizację gniazd bębna łańcuchowego przeprowadzono z zastosowaniem współrzędnościowej maszyny pomiarowej ACURRA 7 współpracującej z oprogramowaniem Dimension. W trakcie realizacji procedury pomiarowej głowica pomiarowa wyposażona była w jeden z trzech układów trzpieni pomiarowych pokazanych na rysunku: 5.2b 5.2d. Trzpienie te, przed przystąpieniem do pomiarów, zostały wcześniej skalibrowane. Widok przykładowego gniazda podczas digitalizacji jego powierzchni roboczej pokazano na rysunku 5.3. W wyniku uruchomienia programu skanowania, w trakcie którego realizowana była przyjęta strategia pomiaru, uzyskano zbiór linii skanowania. W wyniku transformacji linii skanowania uzyskano chmury punktów pomiarowych reprezentującej objętą pomiarem powierzchnię. Możliwe było dzięki temu dalsze przetwarzanie danych pomiarowych z zastosowaniem między innymi programów graficznych typu CAD, a także wizualizację wyników pomiarów (rys. 5.4). W drugiej z zastosowanych metod wykorzystano bezstykowy skaner optyczny ATOS II (rys. 5.5). Jego działanie opiera się na metodach wizyjnych, w których wykorzystuje się źródło światła o znanej strukturze (rys. 5.6). Aktywny skaner optyczny uzyskuje informacje o położeniu i kształcie obiektu na podstawie triangulacji. Rekonstrukcja obiektu polega na odtworzeniu głębokości oraz powierzchni. Wynikiem jest zbiór punktów w globalnym 183

184 układzie współrzędnych. Rekonstrukcja powierzchni polega na dopasowaniu powierzchni do odtworzonej chmury punktów. Zeskanowane przestrzenne fragmenty bębna przenośnika zgrzebłowego zostały połączone w jeden model w wyniku identyfikacji znaczków kontrolnych z systemu TRITOP. Operacja łączenia poszczególnych zeskanowanych fragmentów bębna przenośnika w jeden model odbywała się automatycznie w oprogramowaniu ATOS Professional firmy GOM. Obraz skanowanych powierzchni i całego obiektu zapisywany był w pamięci komputera i obserwowany na monitorze. Rezultatem tego jest trójwymiarowy model powierzchni obiektu (rys. 5.7). Aby otrzymać kompletny model w większości przypadków należy wykonać kilka uruchomień skanera fotografując obiekt z różnych stron. a) b) c) d) Rys

185 Rys. 5.3 Rys

186 Rys. 5.5 Rys. 5.6 W okresie eksploatacji bębnów łańcuchowych przenośników ich niszczenie może nastąpić w wyniku zużycia ściernego i ścierno-korozyjnego, adhezyjnego, erozyjnego, zmęczenia oraz triboutleniania. Te mechanizmy niszczące najczęściej występują we wzajemnym synergicznym sprzężeniu i zwiększają intensywność zużycia. Dotyczy to zwłaszcza powierzchni czołowych i bocznych zębów a także den gniazd, z którymi współpracują ogniwa poziome łańcucha przenośnika. W przypadku nadmiernego zużycia łańcucha przenośnika i profili zębów może dochodzić również do niekorzystnego oddziaływania zgrzebła na gniazda. W czasie współdziałania bębna z łańcuchem ogniwowym przenośnika zgrzebłowego ma miejsce względne przemieszczanie się współpracujących ze sobą elementów. Tarcie, jakie występuje w parze kinematycznej bęben łańcuch powoduje zużycie gniazd bębna, jak i ogniw łańcucha. Zużycie ścierne jest dominujące i powoduje ubytki materiału na profilach zębów oraz dnach gniazda. Widoczne są istotne (rys. 5.8) różnice zarówno w wielkości 186

187 zużycia jak i stereometrii gniada po stronie napędowej przedniej (stykającej się z torusem tylnym ogniwa poziomego) oraz biernej tylnej. Rys. 5.7 Rys. 5.8 Bęben łańcuchowy poprzez gniazda (profil zęba i dno) przenosi na łańcuch znaczne siły uciągu, które wywołują duże naciski jednostkowe. W przypadku przekroczenia granicy 187

188 wytrzymałości materiału mamy do czynienia z odkształceniami plastycznymi. Z obserwacji wycofywanych z eksploatacji bębnów łańcuchowych ścianowych przenośników zgrzebłowych wynika, że jest to zjawisko powszechne. Uwidacznia się ono szczególnie wówczas, gdy nastąpiły już wyraźne ubytki materiału w gnieździe lub, co również się z tym wiąże, mniejsza jest powierzchnia kontaktu współpracujących ze sobą elementów. Duże znaczenie ma również rodzaj materiału, z którego wykonany jest bęben oraz zastosowana obróbka cieplna. Na rysunku 5.9 pokazano bęben, na którym doszło do takiej formy zużycia. Rys. 5.9 Powierzchnie robocze gniazd bębnów łańcuchowych w czasie eksploatacji przenośnika poddawane są cyklicznemu obciążeniu zmiennemu o dużej amplitudzie. Szczególnie narażone są na takie obciążenia profile robocze zębów. W rezultacie tego obciążenia może dochodzić do zużycia zmęczeniowego, które powoduje pęknięcia i wykruszenia materiału na powierzchni zębów (rys. 5.10). Rys

189 Niewłaściwa eksploatacja przenośnika, bębny łańcuchowe wykonane z materiałów niskiej jakości i przy nieodpowiedniej obróbce cieplnej oraz błędy wykonawcze mogą być przyczyną przyspieszonego zużycia, a także awarii przenośnika. Na rysunku 5.11 pokazano fragment bębna łańcuchowego gdzie widoczne są wszystkie opisane wcześniej formy zużycia łącznie ze złamaniem zęba. Rys Złożony przestrzenny kształt gniazd bębnów przenośników zgrzebłowych powoduje, że do określenia ilościowego i jakościowego zużycia w stosunku do zarysu nominalnego (pierwotnego) należy na badanych obiektach wykonać wirtualne przekroje w różnych płaszczyznach. Na rysunku 5.13 pokazano zarys nominalny zęba oraz na jego tle przykład występującego często uszkodzenia zębów (tu: ząb nr 7 rys. 5.12). Rysunek 5.12 przedstawia wirtualny przekrój skanowanego bębna łańcuchowego z naniesionym na nim zarysem nominalnym. Mamy możliwość porównania charakteru zużycia poszczególnych zębów i den gniazd bębna nie tylko w stosunku do zarysu nominalnego, ale również pomiędzy sobą. We wszystkich gniazdach widać istotną różnicę w charakterze i wielkości zużycia strony napędowej zęba i dna gniazda. Ubytki materiału są zdecydowanie większe, istotnej zmianie uległ także profil zębów. W górnej części w wyniku zużycia zęby są znacznie pocienione W pobliżu pocienienia występują również odkształcenia plastyczne materiału. W miejscu pocienienia nastąpił przełom zęba oznaczonego numerem 7 (rys. 5.13). W czasie tarcia ślizgowego przy małych względnych prędkościach i dużych naciskach stykowych może wystąpić zużycie adhezyjne wskutek powstania połączeń adhezyjnych w rzeczywistym styku powierzchni oraz ich ścinania przy ruchu względnym elementów. Zużycie bębnów łańcuchowych przenośników ma często właśnie charakter zużycia adhezyjnego wskutek wysokich nacisków jednostkowych w miejscu współpracy koła z cięgnem łańcuchowym. Mechanizm zużycia adhezyjnego polega na pokonaniu lokalnej bariery 189

190 potencjałów kationów metali przez zbliżenie na odległość kilkunastu nanometrów elementów współpracujących. W wskutek tarcia następuje zjawisko szczepienia i wyrywania fragmentów jednego elementu pary ciernej przez drugi. Na rysunku 5.14 pokazano przykład zużycia adhezyjnego powierzchni roboczej zęba bębna łańcuchowego. Rys Rys

191 Rys Kolejnym mechanizmem zużycia powierzchni roboczych zębów i gniazd bębnów łańcuchowych górniczych przenośników zgrzebłowych jest zużycie ścierno-korozyjne (fretting). Polega ono na niszczeniu warstwy wierzchniej, w wyniku powstania miejscowych ubytków materiału w elementach poddanych działaniu niewielkich nawrotnych poślizgów w wyniku cyklicznych oddziaływań obciążeń oraz korozyjnego oddziaływania środowiska. Bezpośrednią przyczyną frettingu jest oddziaływanie mechaniczne. Cechą charakterystyczną tego oddziaływania są silne wpływy korozyjne towarzyszące wszystkim stadiom niszczenia. Produktami zużycia ścierno-korozyjnego są głównie tlenki metali o stosunkowo dużej twardości, działające jak ścierniwo. Bębny łańcuchowe i łańcuchy przenośników zgrzebłowych pracują w środowisku o znacznej agresywności. Dodatkowym czynnikiem niszczącym jest zasolona woda, gazy powstające w wyniku prowadzenia robót strzałowych oraz gazy powstające w wyniku pracy silników spalinowych. Na rysunkach 5.15 i 5.16 pokazano przykłady korozji ogólnej i wżerowej, naprężeniowej oraz zmęczeniowej bębnów łańcuchowych. Obok zużycia spowodowanego oddziaływaniem ściernym łańcucha zgrzebłowego na powierzchnie robocze zębów i gniazd bębnów łańcuchowych istotnym zjawiskiem ich zużycia jest zmęczenie powierzchniowe. Zmęczenie powierzchniowe jest wynikiem oddziaływania na warstwę wierzchnią den gniazd oraz flanki zębów zmiennych naprężeń. Pęknięcia zmęczeniowe mają najczęściej charakter zniszczenia kruchego nawet w materiałach ciągliwych. Na rysunkach od 5.17 do 5.19 pokazano efekty tego rodzaju zniszczenia zębów bębnów łańcuchowych. W fazie I ej zmęczenia (rys. 5.17) występują odkształcenia plastyczne warstwy wierzchniej zębów bębna łańcuchowego w początkowym stadium eksploatacji. W fazie II ej zmęczenia (rys. 5.18) powstają rysy i wykruszenia materiału zęba (strzałką pokazano odspojenia warstwy powierzchni zęba uprzednio odkształconej plastycznie). Z kolei w fazie III ej ma miejsce pękanie wskrośne zębów bębna łańcuchowego, co uznać można jako stan awaryjny (rys. 5.19). 191

192 Rys Rys Rys Rys Powierzchnie robocze bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych podczas transportu urobku narażone są na intensywne zużycie ścierne. Suche lub częściej zwilżone wodą cząstki urobku działają jak ścierniwo, zwłaszcza na powierzchniach roboczych zębów bębnów łańcuchowych przy jednoczesnym działaniu bardzo dużych nacisków stykowych 192

193 między ogniwami łańcucha a zębami bębna. Pewna część ścierniwa dostającego się między powierzchnie współpracujące ma twardość większą od twardości materiału łańcucha i bębna łańcuchowego. Dotyczy to zwłaszcza ziaren piaskowca, niektórych łupków oraz wtrąceń pirytowych występujących w urobku. Niektóre z tych materiałów ściernych, a w szczególności piryty, silnie dodatkowo intensyfikują korozję, zwłaszcza w obecności zawilgocenia wodami złożowymi o podwyższonej zawartości chlorków. Jak wykazano doświadczalnie w obecności chlorków silnie spada odporność stali i staliwa na kruche pękanie. Na rysunku 5.20 widać wyraźne objawy zużycia ściernego zębów i gniazd bębna łańcuchowego, a także ich odkształcenia plastyczne. Stan zużycia kwalifikuje bęben do wymiany. Widać ponadto, że bęben współpracował tu z łańcuchem złożonym z odcinków o wyraźnie zróżnicowanej podziałce. Powierzchnie zębów bębnów łańcuchowych pod wpływem tarcia silnie się nagrzewają w bardzo krótkim czasie i często raptownie są schładzane przez odbiór ciepła do innych elementów lub do wnętrza bębna. Prowadzi to do kolejnych cykli hartowania i ponownego zagrzewania warstwy narażonej na tarcie, czego jest skutkiem zmęczenie cieplne. Obserwuje się wówczas powstawanie tzw. martenzytu tarcia, która to struktura stali lub staliwa jest bardzo krucha i pod wpływem obciążeń łatwiej podlega pękaniu powierzchniowemu. Dodatkowym czynnikiem niekorzystnym jest wyczerpywanie się zdolności materiału do odkształceń plastycznych w trakcie powtarzających się cykli zmęczeniowo-cieplnych. Skutkuje to powstawaniem charakterystycznej siatki spękań warstwy wierzchniej, zwykle na niewielką głębokość. Wspomniane pęknięcia mogą się uaktywniać i stanowią wtedy zarodki pęknięć wskrośnych materiałów lub wykruszanie fragmentów warstwy wierzchniej. Tę formę zniszczeń obserwuje się również na powierzchniach roboczych zębów bębnów łańcuchowych. (rys. 5.21). Widoczny jest tu ząb bębna łańcuchowego z wykruszeniem materiału zainicjowanym powierzchniowymi pęknięciami pochodzącymi od zmęczenia cieplnego. Rys

194 Rys Rys Przeprowadzone badania w powiązaniu z analizą stanu obciążenia w zazębieniu zębów bębna łańcuchowego z ogniwami łańcucha zgrzebłowego jednoznacznie wskazują, iż opisane wyżej zjawiska oraz formy zużycia występują w pewnych charakterystycznych węzłach gniazd bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych. Ich lokalizacja wynika przy tym ściśle ze sposobu współpracy tych elementów. Poślizgom torusa przedniego ogniw łańcucha zgrzebłowego na powierzchni dna gniazda o ograniczonej powierzchni towarzyszą bowiem duże siły nacisku i tarcia, decydujące o zużyciu ściernym przedniej części dna gniazd bębna łańcuchowego. Ponadto, zużyciu ulegają również tylna część dna gniazda oraz flanki zębów po stronie roboczej (tylnej), w miejscu kontaktu tych elementów z torusem tylnym ogniw poziomych. Efekt ten ma miejsce podczas wyzębiania ogniw zbiegających z bębna łańcuchowego. Uprzywilejowany kierunek ruchu łańcucha zgrzebłowego transportującego urobek determinuje zasadniczy kierunek obrotów bębna łańcuchowego. Wpływa to na asymetryczne zużycie się den gniazd i flanek zębów. Identyfikacja węzłów bębna łańcuchowego najbardziej narażonych na zużycie pozwoliła na określenie możliwości ograniczenia tych niekorzystnych zjawisk, a przez to zwiększenie trwałości bębnów łańcuchowych: 194

195 - wprowadzenie asymetrii zarysu gniazd bębna łańcuchowego w wyniku pochylenia dna gniazda w stronę przewidywanego kierunku zasadniczych obrotów bębna. W sensie konstrukcyjnym modyfikacja ta skutkuje przesunięciem zarysu gniazd oraz zmniejszeniem odległości dna gniazda od osi obrotu bębna w stosunku do wymiaru normowego. - umieszczenie w dnie gniazd wkładek z materiałów trudnościeralnych, na przykład z węglików spiekanych. Wkładki mogą mieć postać wałeczków wlutowanych bądź wprasowanych w dna gniazd (rys. 5.22), lub płytek wlutowanych lub wprasowanych w dna gniazd zabezpieczonych rozprężnymi kołkami (rys. 5.23). - zastosowanie materiałów na bęben łańcuchowy o zwiększonej odporności na zużycie (na przykład żeliwa sferoidalnego ADI) i odpowiedniej obróbce cieplnej. Rys Rys Modyfikacja postaci konstrukcyjnej bębna łańcuchowego ze względu na kryterium minimalizacji pracy tarcia w węzłach najbardziej narażonych na zużycie ścierne Rzeczywiste warunki pracy układu łańcuch bęben łańcuchowy w ścianowym przenośniku zgrzebłowym, decydujące o jego trwałości, daleko odbiegają od warunków sprawdzania ich jakości podczas badań odbiorczych. Podczas działania przenośnika ważne jest prawidłowe współdziałanie łańcucha zgrzebłowego z bębnem łańcuchowym, zależne głównie od wzajemnych relacji geometrycznych ogniw łańcucha i gniazd bębna, które wpływają na trwałość łańcucha. Zużycie ogniw na styku wewnętrznych powierzchni ich torusów, pod wpływem napięcia łańcucha przy wzajemnym obrocie ogniw, zwłaszcza przy nabieganiu i zbieganiu z 195

196 bębnów łańcuchowych, jest główną przyczyną wzrostu podziałki ogniw. Pomiaru podziałki dokonuje się na ogniwie pojedynczym lub przez 5 ogniw. Pomiar podziałki na ogniwie pojedynczym nie ma praktycznego zastosowania w łańcuchach zgrzebłowych zainstalowanych w przenośnikach ścianowych, gdyż podziałka łańcucha będąca wewnętrznym wymiarem ogniwa nie jest możliwa do zmierzenia bez całkowitego zluzowania łańcucha. Natomiast pomiar podziałki przez 5 ogniw jest możliwy do zrealizowania w warunkach dołowych i polega na zmierzeniu zewnętrznego wymiaru długości 5 ogniw, w którym zawiera się 5 podziałek mierzonych ogniw i 2 średnice prętów ogniw zewnętrznych. Wydłużenie ogniw, wynikające z tolerancji ich wykonania, trwałych wydłużeń odcinków łańcucha oraz głównie ze wzrostu podziałki z powodu zużycia ściernego, odnoszone jest do podziałki nominalnej i podawane jako procentowy wzrost podziałki. Wzrost podziałki ogniw zmienia charakter współdziałania łańcucha zgrzebłowego z bębnem napędowym i może prowadzić do nieprawidłowości w postaci nadmiernego obciążenia łańcucha, zakleszczeń ogniw, przyspieszonego zużycia zębów i gniazd bębna łańcuchowego, wyrzutników łańcucha oraz ogniw łańcucha, a nawet może być przyczyną zerwań łańcucha zgrzebłowego. Wskutek 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 n, 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 (rys. 3.28). W celu jednoznacznego opisu położenia ogniw łańcucha w gniazdach koła należy wyznaczyć następujące parametry: ε n, u n i α * un. Im większe wydłużenie względne podziałki tym większe wartości osiągają parametry opisujące położenie ogniw w gniazdach koła łańcuchowego (ε n, u n oraz α * un). Wchodzeniu ogniw łańcucha w zazębienie z segmentami zębów bębna oraz wyzębianiu ogniw w warunkach poślizgu ogniw na flance zęba towarzyszą znaczące siły nacisku i tarcia, mające decydujący wpływ na zużycie segmentów zębów bębna. Zużyciu ściernemu ulegają również dna gniazd przy kontakcie z torusami ogniw. Efektem długotrwałego współdziałania ogniw poziomych z dnami gniazd może być zużycie deformujące dna gniazda i flanki zębów, które całkowicie zmienia warunki zachowania się ogniw na bębnie łańcuchowym. Ze względu na powtarzalność położenia ogniw w gniazdach koła łańcuchowego podczas ich nabiegania następuje cykliczne obciążanie kolejnych den gniazd, flanek zębów i ogniw łańcucha siłami o tym samym przebiegu w czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy φ = 2π/z. W analizie obciążenia elementów bębna łańcuchowego przyjęto zmienność kąta obrotu bębna od chwili zetknięcia się torusa przedniego nabiegającego 196

197 ogniwa poziomego z dnem gniazda (φ = 0) do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda (φ = 2π/z). Sposób wyznaczania obciążenia dna gniazda, flanki zęba oraz ogniw łańcucha przedstawiono w rozdziale Wyznaczenie liczby zębów bębna Liczba zębów bębna łańcuchowego jest jednym z najistotniejszych czynników decydującym nie tylko o podstawowych wymiarach gabarytowych bębna ale przede wszystkim o jego obciążeniu. Ze względu na powtarzalność położenia ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego podczas ich nabiegania następuje cykliczne obciążanie kolejnych den gniazd, flanek zębów i ogniw łańcucha siłami o tym samym przebiegu w czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy φ = 2π/z. Ze wzrostem liczby zębów bębna maleje kąt podziałowy i zwiększa się średnica zewnętrzna bębna D 1. Dla łańcucha ogniwowego wielkości 34 x 126 mm wartości tych parametrów wynoszą: - dla z = 5 2π/z = 72 o D 1 = 477 mm - dla z = 6 2π/z = 60 o D 1 = 556 mm - dla z = 7 2π/z = 51 o D 1 = 635 mm - dla z = 8 2π/z = 45 o D 1 = 715 mm Przy komputerowych badaniach obciążenia ogniw łańcucha i dna gniazda bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 8 i kącie pochylenia flanki zęba względem dna gniazda β = 45 o współdziałającego z łańcuchem wielkości 30x108 o podziałce wydłużonej o Δp/p = 2%, wartość kąta obrotu ogniwa poziomego wyznaczająca koniec etapu pierwszego (φ = 2π/z α * un + λ) maleje znacząco w porównaniu z bębnem o liczbie zębów z = 6. Zmienia się bowiem położenie ogniw łańcucha w gniazdach koła i zmieniają się wartości parametrów opisujących to położenie: kąt nachylenia ogniw względem den gniazd koła ε n, odległość środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego u n oraz kąt obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego w środku przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego α * un. Skutkuje to zmniejszeniem wartości maksymalnych wszystkich analizowanych wielkości dla tych samych warunków tarcia. Charakter zmian kąta odchylenia ogniwa pionowego następującego po ogniwie poziomym od osi ogniwa poziomego λ, w miarę obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego, jest podobny dla obydwóch analizowanych bębnów. Jednak wartość maksymalna dla bębna o liczbie zębów z = 8 i współczynników tarcia p = 0,5 i g = 0,6 jest mniejsza i wynosi niewiele ponad λ = 5 podczas gdy dla z = 6 wartość ta dochodzi do λ = 7. Podobny jest również charakter zmian reakcji R pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda. W zakresie kąta toczenia się ogniwa poziomego względem ogniwa pionowego w przegubie następuje szybki wzrost wartości reakcji, tym większy im 197

198 wyższa jest wartość współczynnika tarcia na dnie gniazda g. Od rozpoczęcia poślizgu w przegubie wartość reakcji w miarę obrotu ogniwa poziomego rośnie wolniej i zależy od wartości współczynnika tarcia na dnie gniazda osiągając dla warunków tarcia p = 0,5 i g = 0,6 wartość 33% siły nabiegającej na bęben dla z = 8 oraz wartości przekraczające 50% siły nabiegającej na bęben dla z = 6. W miarę obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego rośnie wartość siły przekazywanej na poprzedzające ogniwo pionowe S V. Siła ta narasta tym szybciej im większe są wartości współczynników tarcia p i g osiągając dla p = 0,5 i g = 0,6 wartość o 23% wyższą od siły nabiegającej na bęben łańcuchowy o liczbie zębów z = 8, podczas gdy dla bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 6 siła S V przewyższa wartość siły nabiegającej na bęben o 47%. W etapie drugim trwającym od chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa poziomego z flanką zęba (φ = 2π/z α * un + λ) do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda (φ = 2π/z) wartość reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda wyrażonej jako stosunek R/S H zmienia się w trakcie obrotu bębna łańcuchowego o kąt w zależności od warunków współdziałania bębna łańcuchowego z łańcuchem ogniwowym. Początkowa wartość reakcji R dla kąta obrotu = 2π/z α * un + λ zależy przede wszystkim od liczby zębów bębna łańcuchowego i dla analizowanych warunków zawiera się w przedziale R = (0,20 0,25) S H dla bębna o liczbie zębów z = 8 oraz w przedziale R = (0,35 0,45) S H dla bębna o liczbie zębów z = 6. Po gwałtownym spadku wartości reakcji dla kąta obrotu ogniw odpowiadającego toczeniu w przegubie, następuje zmniejszanie wartości reakcji do zera dla = R0, przy czym prędkość obniżania się wartości reakcji zależy głównie od jej wartości początkowej oraz wartości kąta R0 zależnego przede wszystkim od kąta nachylenia flanki zęba. Spadek wartości reakcji R jest tym wolniejszy im mniejsza jest liczba zębów bębna i mniejszy kąt nachylenia flanki zęba. W przedziale kąta obrotu bębna dla > R0 reakcja R zeruje się zmieniając przebiegi pozostałych sił. Wartość reakcji pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba wyrażona jako stosunek F/S H zmienia się w trakcie obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego od wartości zerowej dla φ = 2π/z α * un + λ, co odpowiada chwili zetknięcia się ogniwa poziomego z flanką zęba, do wartości niewiele mniejszej od siły nabiegającej na bęben o liczbie zębów z = 6. Maksymalna wartość stosunku sił F/S H jest zawsze wyższa dla bębna o liczbie zębów z = 6 niż dla bębna o liczbie zębów z = 8. Przejmowaniu siły nabiegającej przez reakcję na flance zęba towarzyszy spadek wartości siły S V w ogniwie pionowym poprzedzającym ogniwo poziome stykające się torusem tylnym z flanką zęba. Ponieważ dla bębna o liczbie zębów z = 8 wartość siły S V na początku etapu drugiego jest mniejsza niż dla bębna o liczbie zębów z = 6 następuje wolniejszy spadek wartości tej siły dla bębna o liczbie zębów z = 8, przy czym prędkość obniżania się wartości 198

199 reakcji zależy głównie od wartości kąta R0, na który wpływa przede wszystkim kąt nachylenia flanki zęba. Spadek wartości siły S V jest tym wolniejszy im mniejszy jest kąt nachylenia flanki zęba. W przedziale, w którym wartość reakcji R jest równa zero, na flance zęba pojawia się siła tarcia T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze zapobiegająca poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Wartość tej siły rośnie wraz z kątem obrotu i zależy głównie od wartości kąta R0 osiągając największe wartości dla wysokich wartości kąta nachylenia flanki zęba, małej liczby zębów bębna i wysokiej wartości współczynnika tarcia w przegubie. Zapewnienie równowagi ogniwa na flance zęba bez poślizgu w stronę dna gniazda wymaga uzyskania na flance zęba siły tarcia o wartości równej sile T, co przy znanej wartości reakcji na flance zęba F determinuje wymaganą wartość współczynnika tarcia pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba, która nie pozwoli na poślizg ogniwa poziomego w stronę dna gniazda. Dla bębna o liczbie zębów z = 8 prawdopodobieństwo wystąpienia poślizgu na flance zęba jest mniejsze niż dla bębna o liczbie zębów z = 6, przy tych samych warunkach tarcia. Analiza obciążenia elementów bębna łańcuchowego a zwłaszcza porównanie szczytowych wartości sił działających na dna gniazd i flanki zębów wskazuje jednoznacznie na korzystne obciążenie bębnów o większej liczbie zębów. Dodatkowym atutem bębnów o dużej liczbie zębów jest mniejsza liczba zazębień i wyzębień ogniw poziomych łańcucha z jednym gniazdem bębna w jednostce czasu przy tej samej prędkości łańcucha zgrzebłowego. Niestety znaczącą przeszkodą w zastosowaniu bębnów łańcuchowych o dużej liczbie zębów w ścianowych przenośnikach zgrzebłowych jest ich średnica zewnętrzna determinująca wysokość kadłubów napędu wysypowego i zwrotnego, co jest ważne nie tylko w ścianach niskich. Zwiększenie wysokości napędu wysypowego związane jest przy tym ze wzrostem kąta nachylenia rynny najazdowej lub jej wydłużeniem. Natomiast zwiększenie wysokości napędu zwrotnego musi uwzględniać możliwości dojazdu kombajnu ścianowego do końca ściany, co przy bezwnękowej eksploatacji związane jest z koniecznością minięcia kadłuba napędu zwrotnego przenośnika przez ramię wychylne kombajnu. Z tych względów w ścianowych przenośnikach zgrzebłowych rzadko stosuje się bębny łańcuchowe o liczbie zębów z = 8. Z rozeznania przeprowadzonego w kopalniach węgla kamiennego dodatkowo wynika, że aktualnie nie jest eksploatowany żaden przenośnik ścianowy z bębnami łańcuchowymi o liczbie zębów z = 8 największego krajowego producenta przenośników zgrzebłowych RYFAMA S. A. W wyniku przeprowadzonej analizy zdecydowano, że zmodyfikowana zostanie postać konstrukcyjna bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 7 współdziałającego z łańcuchem zgrzebłowym wielkości 2 x 34 x 126 mm, który jest stosowany w większości ścianowych przenośników zgrzebłowych. 199

200 5.2.2 Wyznaczenie usytuowania dna gniazda w stosunku do osi obrotu bębna Kształt ogniw łańcucha sprawia że wręby międzyzębne kół łańcuchowych dostosowane do tego typu łańcucha mają postać konstrukcyjną gniazd. W gniazdach tych układają się ogniwa poziome łańcucha, zaś ogniwa pionowe spełniające rolę łączników ogniw poziomych zajmują położenie w rowkach zębnych. Dno gniazda nie stanowi jednolitej płaszczyzny, gdyż jest przedzielone wzdłużnym rowkiem zębnym. Ponadto w środkowej części dna gniazda znajduje się poprzeczna wnęka na zgrzebło. Praktycznie więc dno gniazda stanowią cztery fragmenty płaszczyzny dna gniazda o niewielkim polu powierzchni, przy czym dwa fragmenty od strony nieroboczej flanki zęba współdziałają z torusem przednim ogniwa poziomego, zaś dwa fragmenty od strony roboczej flanki zęba współdziałają z torusem tylnym ogniwa poziomego. Podczas współdziałania łańcucha ogniwowego z bębnem łańcuchowym dochodzi do kontaktu przedniego torusa ogniwa poziomego z przednią częścią dna gniazda i poślizgu ogniwa w gnieździe dopóki torus tylny ogniwa poziomego nie zetknie się z flanką zęba. Ogniwo poziome obraca się przy tym względem poprzedzającego go ogniwa pionowego. Miejsce zetknięcia się torusa z dnem gniazda zależy od położenia ogniw w gniazdach bębna i punktu styku ogniwa poziomego z flanką zęba. Wnęka pod zgrzebło w sposób istotny skraca długość każdej części gniazda. W przypadku przesunięcia ogniwa poziomego w kierunku flanki zęba odcinek możliwego kontaktu torusa przedniego ogniwa z przednią częścią gniazda skraca się jeszcze bardziej. Ruchliwość ogniw wyraża się toczeniem lub poślizgiem ogniw w przegubach w zależności od wartości modułu przegubu i wartości współczynnika tarcia w przegubie. Podczas toczenia ogniwa poziomego w przegubie następuje przemieszczanie się punktu styku ogniw w przegubie. Przy równoczesnym zetknięciu torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda, związane jest to z przesunięciem środka torusa przedniego ogniwa poziomego względem dna gniazda. Skutkiem tych zjawisk jest toczenie się ogniwa poziomego w przegubie i poślizg torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda. Podczas ślizgania się ogniwa poziomego w przegubie punkt styku na ogniwie pionowym pozostaje bez zmian. Następuje ślizganie się torusa przedniego ogniwa poziomego w przegubie i równoczesny poślizg tego torusa na dnie gniazda. Poślizgom torusa przedniego ogniwa poziomego na ograniczonej powierzchni dna gniazda towarzyszą znaczące siły nacisku i tarcia, mające decydujący wpływ na zużycie ścierne przedniej części dna gniazda. Zużywanie się tylnej części dna gniazda w miejscach kontaktu z torusem tylnym ogniwa poziomego następuje podczas wyzębiania ogniw zbiegających z bębna łańcuchowego. Siła w łańcuchu nabiegającym osiąga przy tym wartości większe niż w łańcuchu zbiegającym z bębna łańcuchowego o wartość siły obwodowej. Tak więc o zużyciu den gniazd decydują wartości działających sił i warunki tarcia podczas nabiegania łańcucha na bęben łańcuchowy. Uprzywilejowany kierunek ruchu łańcucha transportującego urobek 200

201 determinuje zasadniczy kierunek obrotów bębna łańcuchowego, co wpływa na asymetryczne zużywanie się den gniazd i flanek zębów. W bębnie łańcuchowym wycofanym z eksploatacji ze względu na duży stopień zużycia widoczne są istotne różnice zarówno w wielkości zużycia jak i stereometrii gniazda po stronie napędowej stykającej się z torusem tylnym ogniwa poziomego oraz biernej współdziałającej z torusem przednim ogniwa poziomego (rys. 5.24). W zaprezentowanym bębnie łańcuchowym dno gniazda po stronie współdziałającej z torusem przednim ogniwa poziomego jest mocno zużyte na bardzo małej powierzchni, co powoduje osiadanie ogniwa poziomego głęboko poniżej nominalnej powierzchni dna gniazda. Niewielkie jest przy tym zużycie nieroboczej flanki zęba w porównaniu do flanki zęba po stronie napędowej. Rys Ze względu na założony zasadniczy kierunek obrotów bębna łańcuchowego, wynikający z kierunku transportowania urobku, sposobem zmniejszenia zużycia den gniazd i flanek zębów może być wprowadzenie asymetrii zarysu gniazd bębna łańcuchowego. Modyfikacja zarysu gniazd bębna łańcuchowego polega na pochyleniu dna gniazda w stronę przewidywanego kierunku zasadniczych obrotów bębna w taki sposób, że symetralna dna gniazda będąca prostą prostopadłą do dna gniazda poprowadzoną w środku długości gniazda, nie przechodzi przez oś obrotu bębna lecz jest oddalona od osi obrotu o odległość R. Na rys 5.25 (gdzie: 1 zarys zmodyfikowany, 2 zarys normowy, 3 symetralne den gniazd zarysu zmodyfikowanego, 4 symetralne den gniazd zarysu normowego, 5 oś obrotu bębna, 6 zmodyfikowane dna gniazd) linią ciągłą zaznaczono usytuowanie zmodyfikowanego zarysu gniazd, zaś linią przerywaną usytuowanie dotychczasowego normowego zarysu gniazd. W sensie konstrukcyjnym modyfikacja skutkuje przesunięciem zarysu gniazda oraz zmniejszeniem odległości dna gniazda od osi obrotu bębna w stosunku 201

202 do wymiaru normowego. Asymetryczne ustawienie dna gniazda powoduje również asymetrię kątów nachylenia flanki zęba po obydwóch stronach segmentu zęba. Kształt gniazda może przy tym pozostać zgodny z normą. Wprowadzenie asymetrycznego zarysu zmienia stosunek wartości kąta obrotu torusa przedniego ogniwa poziomego nabiegającego na bęben względem dna gniazda, do wartości kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego. Obrót torusa przedniego ogniwa poziomego nabiegającego na bęben względem dna gniazda trwa przy tym od chwili zetknięcia się torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda do chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa poziomego z flanką zęba. Obrót ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego trwa zaś od chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda. Asymetria zarysu daje możliwość zmiany stosunku wartości kąta α 1 obrotu torusa przedniego ogniwa poziomego nabiegającego na bęben względem dna gniazda, do wartości kąta α 2 obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego, czego efektem jest możliwość skrócenie drogi tarcia torusa przedniego ogniwa poziomego o dno gniazda a wydłużenie kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego (rys gdzie:. 1 zarys zmodyfikowany, 3 symetralne den gniazd, 5 oś obrotu bębna, 6 dna gniazd). Zaproponowana modyfikacja zarysu gniazd bębna łańcuchowego pozwala na zmniejszenie zużycie den gniazd i flanek zębów przy zasadniczym kierunku obrotów bębna łańcuchowego zgodnym z kierunkiem transportowanego urobku w ścianie wydobywczej R 3 90 Rys

203 R 5 Rys Wyznaczenie kąta pochylenia flanki zęba Kąt pochylenia flanki zęba ϐ w danym punkcie zdefiniowano jako kąt pomiędzy dnem gniazda a przedłużeniem w stronę środka bębna stycznej do flanki zęba w danym punkcie. Z przeprowadzonych w rozdziale 3.6 symulacji wynika, że ze względu na obciążenie elementów bębna korzystna jest niska wartość kąta pochylenia flanki zęba. Praktycznie flanka zęba musi się mieścić wewnątrz zarysu teoretycznego wynikającego z możliwości bezkolizyjnego wchodzenia ogniw w zazębienie i wyzębiania się. Konstrukcyjnie można uzyskać flankę zęba o małym kącie pochylenia mieszczącą się wewnątrz zarysu teoretycznego przez pocienienie głowy zęba lub przez zmniejszenie luzu w gnieździe. Ponadto sposób zużywania się flanki zęba, która w miarę powiększania się ubytków materiału segmentu zęba po jego roboczej stronie przyjmuje kształt wynikający z poślizgu torusa tylnego ogniwa w stronę dna gniazda (rys. 5.27), powoduje zwiększenie rzeczywistego kąta pochylenia flanki zęba. Biorąc pod uwagę samoczynne zwiększanie kąta pochylenia flanki oraz by nie osłabiać przekroju zęba i pozostawić kształt gniazda zgodny z normą zaproponowano liniowy kształt flanki zęba przebiegający od dna gniazda do punktu przecięcia zarysu teoretycznego flanki ze średnicą zewnętrzną bębna łańcuchowego. Ze względu na asymetryczne ustawienie dna gniazda tak wyznaczone kąty pochylenia flanki zęba po obydwóch stronach zęba będą różnić się między sobą. 203

204 Rys Określenie obciążenia segmentów zębów i den gniazd wybranej postaci konstrukcyjnej bębna łańcuchowego w zależności od stopnia zużycia ściernego łańcucha w zakresie dopuszczalnego zwiększenia podziałki jego ogniw oraz przewidywanych warunków tarcia. Określono obciążenie segmentów zębów i den gniazd wybranej, zmodyfikowanej postaci konstrukcyjnej bębna łańcuchowego o następujących parametrach: - liczba zębów bębna z = 7 współdziałającego z dwupasmowym łańcuchem zgrzebłowym wielkości 2 x 34 x 126 mm o module przegubu m = 0,8500; - modyfikacja zarysu gniazd bębna łańcuchowego polega na pochyleniu dna gniazda w stronę przewidywanego kierunku zasadniczych obrotów bębna w taki sposób, że symetralna dna gniazda będąca prostą prostopadłą do dna gniazda poprowadzoną w środku długości gniazda, nie przechodzi przez oś obrotu bębna lecz jest oddalona od osi obrotu o odległość R. Asymetria zarysu daje możliwość zmiany stosunku wartości kąta α 1 obrotu torusa przedniego ogniwa poziomego nabiegającego na bęben względem dna gniazda, do wartości kąta α 2 obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego. Przyjęto, że stosunek kątów α 2 / α 1 = 2. Po modyfikacji podstawowe wymiary bębna są następujące: - odległość dna gniazda od osi obrotu bębna K = 253,5 mm - przesunięcie dna gniazda w stronę przeciwną do przewidywanego zasadniczego kierunku obrotów bębna tak, że: w K1 = 32 mm; w K2 = 59,5 mm - założono prostoliniowy kształt flanki zęba, która od strony torusa przedniego ogniwa poziomego nachylona jest do dna gniazda pod kątem ϐ 1 = 52, zaś od strony torusa tylnego ogniwa poziomego nachylona jest do dna gniazda pod kątem ϐ 2 =

205 - w symulacjach komputerowych przyjęto możliwość zwiększenia podziałki łańcucha w zakresie od Δp/p = 0,5% do maksymalnej wartości dopuszczalnej Δp/p = 3% stopniowanej co 0,5%; - w symulacjach komputerowych przewidziano możliwość zaistnienia następujących warunków tarcia: - współczynnik tarcia w przegubie ogniw łańcucha w zakresie od p = 0,1 do p = 0,3 stopniowany co 0,1 - współczynnik tarcia pomiędzy dnem gniazda a torusem przednim ogniwa poziomego w zakresie od g = 0 do g = 0,45 stopniowany co 0,15. W zależności od stopnia zużycia ściernego łańcucha w zakresie dopuszczalnego zwiększenia podziałki jego ogniw oraz przewidywanych warunków tarcia określono obciążenie segmentów zębów i den gniazd zmodyfikowanego bębna łańcuchowego w postaci: - siły reakcji R pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda, - siły S V przekazywanej z ogniwa poziomego na poprzedzające go ogniwo pionowe, - siły reakcji F w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba, - siły T prostopadłej do reakcji F, zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda, niezbędnej do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze od chwili, w której wartość reakcji R spada do zera. Wartości sił przedstawiono w funkcji wartości siły nabiegającej S H, która odchylona jest wraz z ogniwem pionowym o kąt λ od osi ogniwa poziomego, wykorzystując modele matematyczne pozwalające wyznaczyć obciążenie segmentów zębów i den gniazd w zakresie kąta obrotu bębna o kąt podziałowy φ = 2π/z. Ze względu na powtarzalność położenia ogniw w gniazdach koła łańcuchowego podczas ich nabiegania następuje cykliczne obciążanie kolejnych den gniazd, flanek zębów i ogniw łańcucha siłami o tym samym przebiegu w czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy, który dla z = 7 wynosi 2π/z = Dla łańcucha o podziałkach ogniw wydłużonych o 0,5% (co mieści się w tolerancjach wykonania nowego łańcucha) przy wchodzeniu ogniw w zazębienie z segmentami zęba bębna o zmodyfikowanym zarysie, przy minimalnych wartościach współczynników tarcia p = 0,1 i g = 0, w pierwszym etapie obrotu bębna o kąt podziałowy następuje nieliniowy wzrost wartości siły S V tak, że stosunek sił S V /S H (linie w kolorze niebieskim na rys. 5.28) przyjmuje wartości większe od jedności osiągając maksimum o wartości S V /S H = 1,031. Równocześnie w pierwszym etapie obrotu rośnie od zera wartość reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda aż do zakończenia tego etapu czyli do chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba osiągając wartość R/S H = 0,248 (linie w kolorze zielonym na rys. 5.28). W drugim etapie obrotu bębna o kąt podziałowy, trwającym od chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda 205

206 Obciążenie następuje szybki spadek wartości sił S V i R spowodowany przejęciem części obciążenia przez flankę zęba, na którą działa szybko narastająca siła F osiągająca maksymalną wartość F/S H = 0,805 (linie w kolorze czerwonym na rys. 5.28). Ponieważ, w trakcie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy, wartość reakcji R nie spada do zera, nie pojawia się również siła T zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. 1,2 1 0,8 R / SH SV / SH F / SH T / SH 0,6 0,4 0, Kąt obrotu bębna fi [stopnie] Rys Dla bębna łańcuchowego symetrycznego o parametrach zgodnych z normą PN G o kącie pochylenia flanki zęba ϐ = 60, pracującego w tych samych warunkach (Δp/p = 0,5%, p = 0,1, g = 0), pierwszy etap obrotu bębna o kąt podziałowy trwa znacznie dłużej, aż do kąta obrotu wynoszącego φ k = 21,0 o (rys. 5.29). Z tego powodu siły obciążające elementy bębna osiągają wyższe wartości maksymalne wynoszące: S V /S H = 1,074; R/S H = 0,385; F/S H = 0,985. W trakcie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy, wartość reakcji R spada do zera przy kącie obrotu φ R0 = 50,2 i pojawia się siła T zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Od wartości współczynnika tarcia pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba zależy możliwość wystąpienia poślizgu ogniwa na flance zęba. Przy współdziałaniu bębna łańcuchowego z łańcuchem o zwiększonych podziałkach ogniw, wzrasta kąt nachylenia ogniw poziomych względem den gniazd koła ε n. Dla bębna o zmodyfikowanym zarysie gniazd wartość tego kąta rośnie ze wzrostem podziałki ogniw wolniej niż dla bębna o znormalizowanym zarysie (rys. 5.30), osiągając dla Δp/p = 3,0% wartości: ε n = 2,86 dla bębna zmodyfikowanego i ε n = 4,07 dla bębna normowego. Równocześnie ze wzrostem podziałki ogniw skraca się czas trwania pierwszego etapu obrotu 206

207 epsilon; fi k [stopnie] Obciążenie bębna o kąt φ k. Ze względu na asymetrię zarysu gniazda wartość tego kąta jest zdecydowanie mniejsza dla bębna zmodyfikowanego niż dla normowego i maleje od wartości φ k = 13,9 dla Δp/p = 0,5% do wartości φ k = 4,9 dla Δp/p = 3,0%, podczas gdy dla bębna normowego maleje od wartości φ k = 21,0 dla Δp/p = 0,5% do wartości φ k = 10,7 dla Δp/p = 3,0% (linie w kolorze czerwonym na rys. 5.30). 1,2 1 0,8 R / SH SV / SH F / SH T / SH 0,6 0,4 0, Kąt obrotu bębna fi [stopnie] Rys epsilon - zmodyfikowane epsilon - normowe " fi k - zmodyfikowane fi k - normowe ,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 Zwiększenie podziałki ogniw [%] Rys

208 Obciążenie Skracaniu czasu trwania pierwszego etapu obrotu bębna o kąt φ k towarzyszy zmniejszanie wartości maksymalnej reakcji R pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda. Dla bębna zmodyfikowanego czas trwania pierwszego etapu obrotu bębna o kąt φ k jest zdecydowanie mniejszy, stąd wartości maksymalne stosunku sił R/S H również są mniejsze i zmieniają się od wartości R/S H = 0,248 dla Δp/p = 0,5% do wartości R/S H = 0,086 dla Δp/p = 3,0%, zaś dla bębna normowego w tym samym zakresie zmienności podziałek ogniw wartości stosunku tych sił maleją od R/S H = 0,385 do R/S H = 0,192 (rys. 5.31). Ze wzrostem podziałki łańcucha maleją nieznacznie również maksymalne wartości siły S V przekazywanej z ogniwa poziomego na poprzedzające go ogniwo pionowe, przy czym dla bębna o zmodyfikowanym zarysie maksymalne wartości stosunku sił S V /S H są zawsze mniejsze niż dla bębna o zarysie symetrycznym (linie w kolorze niebieskim na rys. 5.31). Wzrost podziałki ogniw powoduje wzrost maksymalnej wartości siły F w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba. Dla bębna o zmodyfikowanym zarysie stosunek maksymalnych wartości sił F/S H wzrasta szybciej niż dla bębna normowego, jednak stosunek tych sił ma wartość zawsze mniejszą niż dla bębna normowego. Dla bębna zmodyfikowanego wartości maksymalne stosunku sił F/S H zmieniają się od wartości F/S H = 0,805 dla Δp/p = 0,5% do wartości F/S H = 0,927 dla Δp/p = 3,0%, zaś dla bębna normowego w tym samym zakresie zmienności podziałek ogniw wartości stosunku tych sił rośnie od F/S H = 0,985 do F/S H = 0,999 (linie w kolorze czerwonym na rys. 5.31). 1,2 1,0 0,8 0,6 0,4 R max / Sh zmodyfikowane R max / Sh normowe Sv max / Sh zmodyfikowane Sv max / Sh normowe F max / Sh zmodyfikowane F max / Sh normowe 0,2 0,0 0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 Zwiększenie podziałki ogniw [%] Rys Wzrost podziałki ogniw powoduje zmniejszenie wartości kąta obrotu φ R0, przy którym wartość reakcji R pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda spada do zera, co wymusza pojawienie się na flance zęba siły T zapobiegającej poślizgowi torusa 208

209 fi R0 [stopnie] tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Jeżeli siła tarcia ogniwa poziomego o flankę zęba będzie mniejsza od wymaganej wartości siły T nastąpi poślizg torusa tylnego ogniwa poziomego na flance zęba. Dla bębna o zmodyfikowanym zarysie w analizowanym zakresie wzrostu podziałek, przy minimalnych wartościach współczynników tarcia p = 0,1 i g = 0, podczas obrotu bębna o kąt podziałowy nie dochodzi do osiągnięcia kąta φ R0, przy którym wartość reakcji R spada do zera. Oznacza to, że układ sił działających na ogniwo poziome będące w kontakcie z flanką zęba jest w równowadze bez udziału tarcia. Dla bębna normowego wartość reakcji R spada do zera już przy wzroście podziałki ogniw o Δp/p = 0,5% dla wartości kąta φ R0 = 50,2, która maleje ze wzrostem wydłużenia podziałki ogniw i dla Δp/p = 3,0% osiąga wartość φ R0 = 42,1 (rys. 5.32). W tym przypadku od wartości współczynnika tarcia pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba zależy możliwość wystąpienia poślizgu ogniwa na flance zęba normowe ,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 Zwiększenie podziałki ogniw [%] Rys Dla łańcucha o podziałkach ogniw wydłużonych maksymalnie o 3,0%, przy minimalnych wartościach współczynników tarcia p = 0,1 i g = 0, przebieg obciążenia bębna zmodyfikowanego przedstawiono na rys. 5.33, zaś bębna normowego na rys Wartości maksymalne wszystkich sił są wyższe dla bębna normowego niż dla zmodyfikowanego. Ponadto dla zachowania równowagi ogniwa poziomego w końcowym zakresie obrotu bębna normowego o kąt podziałowy, niezbędna jest siła tarcia pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba, co zwiększa prawdopodobieństwo wystąpienia poślizgu ogniwa w stronę dna gniazda. Wzrost wartości współczynnika tarcia w przegubach ogniw powoduje zwiększenie czasu trwania pierwszego etapu obrotu bębna o kąt φ k w całym zakresie wzrostu podziałki ogniw, zarówno dla bębna zmodyfikowanego jak i dla normowego (rys. 5.35). Dla bębna o 209

210 Obciążenie Obciążenie zmodyfikowanym zarysie gniazd przy Δp/p = 0,5% kąt φ k rośnie od wartości φ k = 13,9 dla p = 0,1 do wartości φ k = 15,1 o dla p = 0,3, zaś dla bębna normowego rośnie od wartości φ k = 21,0 dla p = 0,1 do wartości φ k = 22,3 dla p = 0,3. Przy wzroście podziałki ogniw do Δp/p = 3,0% kąt φ k rośnie dla bębna zmodyfikowanego od wartości φ k = 4,9 dla p = 0,1 do wartości φ k = 5,9 dla p = 0,3, zaś dla bębna normowego rośnie od wartości φ k = 10,7 dla p = 0,1 do wartości φ k = 11,8 dla p = 0,3 (rys. 5.35). 1,2 1 0,8 R / SH SV / SH F / SH T / SH 0,6 0,4 0, Kąt obrotu bębna fi [stopnie] Rys ,2 1 0,8 R / SH 0,6 0,4 SV / SH F / SH T / SH 0, Kąt obrotu bębna fi [stopnie] Rys

211 fi k [stopnie] Zwiększenie czasu trwania pierwszego etapu obrotu bębna o kąt φ k wywołany wzrostem wartości współczynnika tarcia w przegubach ogniw powoduje niewielki wzrost wartości maksymalnych sił R, S V i F w całym zakresie wzrostu podziałki ogniw zarówno dla bębna zmodyfikowanego jak i normowego. Równocześnie wzrost wartości współczynnika tarcia w przegubach ogniw jest powodem zmniejszenia wartości kąta φ R0, przy którym wartość siły R, pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda, spada do zera. O ile dla koła zmodyfikowanego przy wartości współczynnika tarcia p = 0,1 siła R nie osiąga wartości zerowej (wartość kąta φ R0 jest większa od wartości kąta podziałowego bębna) to już przy współczynniku tarcia w przegubach ogniw p = 0,2 wartość siły R spada do zera przy podziałce ogniw wydłużonej o 2,5%, zaś przy współczynniku tarcia p = 0,3 wartość siły R spada do zera przy podziałce ogniw wydłużonej o 2,0% (rys. 5.36). Dla koła normowego wartość siły R spada do zera w całym zakresie wzrostu podziałek ogniw, a wzrost wartości współczynnika tarcia w przegubach ogniw przyspiesza to zjawisko obniżając wartości kąta φ R0 (rys.5.36). 25,0 20,0 mi p = 0,1 - zmodyfikowane mi p = 0,2 - zmodyfikowane mi p = 0,3 - zmodyfikowane mi p = 0,1 - normowe mi p = 0,2 - normowe mi p = 0,3 - normowe 15,0 10,0 5,0 0,0 0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 Zwiększenie podziałki ogniw [%] Rys Od chwili, w której wartość reakcji R spada do zera, dla zachowania równowagi ogniwa poziomego w końcowym zakresie obrotu bębna o kąt podziałowy, niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze jest siła T pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba zapobiegająca poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Wartość tej, niezbędnej do zachowania równowagi, siły jest tym większa im większa jest wartość współczynnika tarcia w przegubach ogniw (rys. 5.37). Im większa wartość współczynnika tarcia w przegubach ogniw oraz wzrost 211

212 T / SH fi R0 [stopnie] wydłużenia podziałek ogniw tym większe prawdopodobieństwo wystąpienia poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba, zwłaszcza dla koła normowego (rys. 5.37). 60,0 50,0 40,0 30,0 20,0 10,0 mi p = 0,1 zmodyfikowane mi p = 0,2 zmodyfikowane mi p = 0,3 zmodyfikowane mi p = 0,1 normowe mi p = 0,2 normowe mi p = 0,3 normowe 0,0 0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 Zwiększenie podziałki ogniw [%] Rys ,30 0,25 0,20 mi p = 0,1 zmodyfikowane mi p = 0,2 zmodyfikowane mi p = 0,3 zmodyfikowane mi p = 0,1 normowe mi p = 0,2 normowe mi p = 0,3 normowe 0,15 0,10 0,05 0,00 0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 Zwiększenie podziałki ogniw [%] Rys Wzrost wartości współczynnika tarcia pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda powoduje wydłużenie czasu trwania pierwszego etapu obrotu bębna o kąt φ k w znacznie mniejszym stopniu dla koła zmodyfikowanego niż dla koła normowego 212

213 fi k [stopnie] (rys. 5.38). Jest to przyczyną znaczącego wzrostu maksymalnych wartości reakcji R pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda, zwłaszcza dla koła normowego. Dla koła normowego maksymalna wartość stosunku sił R/S H przy Δp/p = 0,5% rośnie o 28% od wartości R/S H = 0,385 dla g = 0 do wartości R/S H = 0,491 dla g = 0,45 (rys. 5.39). Podobnie wpływa wzrost wartości współczynnika tarcia pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda na wartość siły S V przekazywanej z ogniwa poziomego na poprzedzające go ogniwo pionowe. Dla koła zmodyfikowanego maksymalna wartość stosunku sił S V /S H przy Δp/p = 0,5% rośnie od wartości S V /S H = 1,031 dla g = 0 do wartości S V /S H = 1,166 dla g = 0,45, zaś dla koła normowego rośnie aż o 22% od wartości S V /S H = 1,074 dla g = 0 do wartości S V /S H = 1,311 dla g = 0,45 (rys. 5.40). Maksymalna wartość siły F obciążającej flankę zęba pozostaje przy tym na tym samym poziomie. Również wartość kąta φ R0, przy którym wartość siły R pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda spada do zera, nie zmienia się przy zmianie warunków tarcia na dnie gniazda. 25,0 20,0 15,0 mi g = 0 zmodyfikowane mi g = 0,15 zmodyfikowane mi g = 0,30 zmodyfikowane mi g = 0,45 zmodyfikowane mi g = 0 nowe mi g = 0,15 nowe mi g = 0,30 nowe mi g = 0,45 nowe 10,0 5,0 0,0 0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 Zwiększenie podziałki ogniw [%] Rys Równoczesne pogorszenie warunków tarcia w przegubie ogniw i na dnie gniazda ( p = 0,3, g = 0,45), dla bębna zmodyfikowanego współdziałającego z łańcuchem o niewielkim wydłużeniu podziałek ogniw Δp/p = 0,5%, prowadzi do wzrostu wartości maksymalnych sił S V /S H = 1,18 i R/S H = 0,32 i pozostaje bez większego wpływu na maksymalną wartość siły obciążającej flankę zęba F (rys. 5.41). W trakcie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy, wartość reakcji R nie spada do zera i nie pojawia się siła T zapobiegającej poślizgowi ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. 213

214 Sv max/sh Rmax / Sh Dla bębna normowego, działającego w tych samych warunkach (Δp/p = 0,5%, p = 0,3, g = 0,45) maksymalne wartości sił są zdecydowanie większe i wynoszą: S V /S H = 1,33 oraz R/S H = 0,52, co oznacza przyrost odpowiednio o 13% i 62%. Ponadto dla bębna o zarysie normowym, po osiągnięciu przez reakcję R wartości zerowej, pojawia się na flance zęba siła T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze już przy tak niewielkim wydłużeniu podziałek ogniw (rys. 5.42). 0,6 0,5 0,4 0,3 mi g = 0 zmodyfikowane mi g = 0,15 zmodyfikowane mi g = 0,30 zmodyfikowane mi g = 0,45 zmodyfikowane mi g = 0 nowe mi g = 0,15 nowe mi g = 0,30 nowe mi g = 0,45 nowe 0,2 0,1 0,0 0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 Zwiększenie podziałki ogniw [%] Rys ,4 1,3 1,2 1,1 1,0 0,9 0,8 0,7 mi g = 0 zmodyfikowane mi g = 0,15 zmodyfikowane mi g = 0,30 zmodyfikowane mi g = 0,45 zmodyfikowane mi g = 0 normowe mi g = 0,15 normowe mi g = 030 normowe mi g = 0,45 normowe 0,6 0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 Zwiększenie podziałki ogniw [%] Rys

215 Obciążenie Obciążenie 1,4 1,2 1 R / SH SV / SH F / SH T / SH 0,8 0,6 0,4 0, Kąt obrotu bębna fi [stopnie] Rys ,4 1,2 1 R / SH SV / SH F / SH T / SH 0,8 0,6 0,4 0, Kąt obrotu bębna fi [stopnie] Rys Przy współdziałaniu z łańcuchem bardzo wydłużonym (Δp/p = 3,0%, p = 0,3, g = 0,45) maksymalne wartości sił S V /S H oraz R/S H zmniejszają się, przy czym dla bębna normowego są większe niż dla bębna zmodyfikowanego. Wysokie wartości współczynników tarcia sprawiają, że nawet dla bębna zmodyfikowanego pojawia się na flance siła T o maksymalnej wartości T/S H = 0,06 (rys. 5.43), podczas gdy dla bębna normowego wartość ta 215

216 Obciążenie Obciążenie wynosi T/S H = 0,16 (rys. 5.44). Od warunków tarcia na flance zęba zależy możliwość wystąpienia poślizgu ogniwa w stronę dna gniazda. 1,2 1 0,8 R / SH SV / SH F / SH T / SH 0,6 0,4 0, Kąt obrotu bębna fi [stopnie] Rys ,2 1,0 R / SH SV / SH F / SH T / SH 0,8 0,6 0,4 0,2 0, Kąt obrotu bębna fi [stopnie] Rys

217 5.4 Weryfikacja obciążeń dynamicznych zębów i gniazd bębna o wybranej postaci konstrukcyjnej z uwzględnieniem parametrów dynamicznych typowego przenośnika ścianowego Komputerowe badania obciążeń dynamicznych zębów i gniazd bębna napędowego normowego oraz o wybranej postaci konstrukcyjnej przeprowadzono z wykorzystaniem modelu matematycznego przenośnika zgrzebłowego uwzględniającego elementy zazębienia łańcuchowego. Symulowano działanie rozpatrywanych bębnów łańcuchowych w przenośniku zgrzebłowym ścianowym o długości 300 m, wyposażonym w pojedynczy napęd główny i pojedynczy napęd pomocniczy. Bębny napędowe (normowy i zmodyfikowany) o liczbie zębów z=7 współdziałały z łańcuchem ogniwowym górniczym o wielkości 34x126. Moc silników asynchronicznych w napędzie głównym i pomocniczym wynosiła 400 kw. Czas rozruchu przenośnika, w którym luzy międzyogniwowe występowały stale w miejscu zbiegania łańcucha z bębna łańcuchowego w napędzie pomocniczym wynosił t R =3,5 s. Maksymalna wartość obciążenia dynamicznego w łańcuchu w miejscu jego nabiegania na bęben łańcuchowy w napędzie głównym wynosiła w ruchu ustalonym przenośnika S H, Umax 11A wartości maksymalnej = 543,9 kn. Rozpatrywany bęben napędowy obciążony był momentem o K,Umax M A = 202,4 knm (rys. 5.45). W ruchu ustalonym rozpatrywanego przenośnika ścianowego wyposażonego w bęben łańcuchowy normowy maksymalne wartości obciążeń dynamicznych w stanie stałego luzowania łańcuchów i wydłużenia podziałki łańcucha Δp/p = 0,5% wynosiły (rys. 5.46a): R = 220,5 kn (reakcja R występuje w punkcie styku torusa przedniego ogniwa Umax 11A poziomego z dnem gniazda), F = 525,4 kn (reakcja F występuje w punkcie styku torusa tylnego ogniwa Umax 11A poziomego z flanką zęba), T = 24,0 kn (siła T jest niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w Umax 11A równowadze, zapobiega poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda). W przypadku tego samego przenośnika wyposażonego w bębny o zmodyfikowanej konstrukcji nastąpił znaczący spadek wartości maksymalnych rozpatrywanych obciążeń dynamicznych den gniazd i zębów. Były one równe R = 144,4 kn i Umax 11A Umax natomiast wartość maksymalna siły T zmalała do zera (rys. 5.46b). Umax 11A 11A F = 442,5 kn, Umax 11A W badanym przedziale wydłużeń względnych łańcucha od 0,5% do 3,0% wartość siły T zwiększała się od 24,0 kn do 84,6 kn - dla bębna normowego (rys. 5.47). Dla bębna zmodyfikowanego wartość tej siły była równa zero dla wydłużeń względnych łańcucha od 0,5% do 2%, a następnie rosła do wartości 33,1 kn dla Δp/p=3,0%. 217

218 [knm] [kn] [rad/s] a) b) FAP A 0.5 FBP B Czas [s] c) S H 11A S H 11B WA11 WB Czas [s] Napęd główny Napęd pomocniczy Czas [s] Rys Obciążenie dna gniazda w miejscu styku z torusem przednim ogniwa poziomego R w stanie stałego luzowania łańcuchów było mniejsze w zmodyfikowanym bębnie łańcuchowym w stosunku do bębna normowego w całym przedziale badanych wydłużeń względnych 218

219 [kn] [kn] podziałki łańcucha Δp/p. Na przykład dla Δp/p=0,5% wartość tego obciążenia zmniejszyła się o 34,5%, a dla Δp/p=3,0% o 51,4% (tabela 5.1). a) R F 200 T WA Czas [s] b) R F 200 T WA Czas [s] Rys Przebiegi prędkości kątowych bębnów łańcuchowych w napędzie głównym i pomocniczym, obciążenia dynamicznego w łańcuchu w miejscu jego nabiegania na bęben łańcuchowy w napędzie głównym oraz obciążenia dynamicznego bębnów napędowych w 219

220 T [kn] badanym przenośniku ścianowym w stanie nieluzowania łańcuchów pokazano na rysunku Czas rozruchu tego przenośnika był równy 2,6 s. Maksymalne wartości obciążenia dynamicznego w łańcuchu w miejscu jego nabiegania na bęben łańcuchowy w napędzie głównym oraz bębna łańcuchowego w napędzie głównym wynosiły w ruchu ustalonym odpowiednio S H, Umax 11A = 601,5 kn i K,Umax M A = 195,4 knm Bęben normowy, stan nieluzowania Bęben normowy, stan stałego luzowania Bęben zmodyfikowany, stan nieluzowania Bęben zmodyfikowany, stan stałego luzowania Rys Zastosowanie bębna łańcuchowego normowego w rozpatrywanym przenośniku ścianowym w stanie nieluzowania łańcuchów, w przypadku gdy wydłużenie względne łańcucha było równe Δp/p = 0,5% spowodowało że w ruchu ustalonym wartości maksymalne obciążeń dynamicznych den gniazd i zębów były równe: oraz Δp/p [%] Umax 11A R = 243,8 kn i Umax 11A F = 569,8 kn Umax 11A T = 25,6 kn (rys. 5.49a). Zastosowanie w tym przenośniku bębnów napędowych o zmodyfikowanej konstrukcji pozwoliło na zmniejszenie wartości maksymalnych obciążeń dynamicznych den gniazd i zębów odpowiednio do 158,9 kn, 480,5 kn i 0 kn (rys. 5.49b). Wartości obciążeń dynamicznych R, Umax 11A Umax F i T zmalały więc po zastosowaniu nowego Umax 11A bębna łańcuchowego o 34,5%, 15,7% i 100% (tabela 5.1). W nowej konstrukcji bębna łańcuchowego działającego w przenośniku ścianowym w przypadku nieluzowania łańcuchów (dla przyjętych warunków symulacji komputerowych) wartość siły T niezbędnej do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze i zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda była równa zero dla Δp/p 1,5%. Dla Δp/p = 2% wartość tej siły uległa zmniejszeniu o 99,5% w stosunku do jej wartości w bębnie normowym (rys. 5.47). 11A 220

221 [knm] [kn] [rad/s] a) b) FAP A 0.5 FBP B Czas [s] S H 11A S H 11B WA11 WB11 c) Czas [s] Napęd główny Napęd pomocniczy Czas [s] Rys

222 [kn] [kn] a) R F 200 T WA Czas [s] b) D4 D5 200 D6 WA Czas [s] Rys Zastosowanie bębnów napędowych o zmodyfikowanej konstrukcji powoduje znaczne zmniejszenie wartości obciążeń dynamicznych zębów i den gniazd w stosunku do wartości tych obciążeń w bębnie normowym. Dla wydłużeń względnych łańcucha Δp/p od 0,5% do 3,0% wartości maksymalne tych obciążeń w ruchu ustalonym przenośnika uległy zmniejszeniu: 222

223 - od 100% do ponad 60%, w przypadku siły T niezbędnej do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze i zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda, - od 16% do około 6%, dla siły F występującej w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba, - od 35% do 52%, dla reakcji R występującej w punkcie styku torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda. Zmniejszenie obciążeń dynamicznych zębów i den gniazd wynikające z zastosowania bębna napędowego o zmodyfikowanej konstrukcji występuje zarówno w stanie stałego luzowania łańcuchów jak i w stanie nieluzowania. Tabela 5.1 Procentowe zmniejszenie wartości obciążeń dynamicznych zębów i den gniazd bębna łańcuchowego zmodyfikowanego (w odniesieniu do bębna normowego) w stanie stałego luzowania łańcuchów (a) i w stanie nieluzowania łańcuchów (b) Δp/p [%] T [%] F [%] R [%] (a) (b) (a) (b) (a) (b) 0,5 100,0 100,0 15,8 15,7 34,5 34,8 1,0 100,0 100,0 12,5 11,4 36,7 36,9 1,5 100,0 100,0 8,9 9,2 39,8 38,4 2,0 100,0 99,5 5,3 5,6 42,3 41,5 2,5 78,8 78,5 6,1 6,8 45,0 46,9 3,0 60,8 60,5 6,5 5,9 51,4 51,8 5.5 Weryfikacja sprawności zazębienia wybranej postaci konstrukcyjnej bębna łańcuchowego przeznaczonego do ścianowego przenośnika zgrzebłowego Wchodzeniu ogniw łańcucha w zazębienie z segmentami zębów bębna w warunkach poślizgu ogniw na flance zęba i dnie gniazda, towarzyszą znaczące siły nacisku i tarcia mające decydujący wpływ na sprawność przeniesienia napędu z bębna łańcuchowego na łańcuch zgrzebłowy. Określenie strat przenoszonej mocy jest istotnym warunkiem określenia wartości sprawności zazębienia łańcuchowego, przy czym istotne jest określenie pracy tarcia w warunkach poślizgu ogniwa poziomego na dnie gniazda i na flance zęba w aspekcie analizy zużycia ściernego tych węzłów bębna łańcuchowego. Wyznaczenie pracy tarcia w miejscach poślizgu ogniwa poziomego na bębnie daje przy tym możliwość porównania różnych wariantów konstrukcyjnych zarysu gniazda bębna łańcuchowego, w tym porównania bębna o zarysie normowym z bębnem o zmodyfikowanym zarysie wybranym do realizacji w ramach projektu. Ze względu na powtarzalność położenia ogniw w gniazdach koła łańcuchowego podczas ich nabiegania następuje cykliczne obciążanie kolejnych den gniazd, flanek zębów i ogniw łańcucha siłami o powtarzalnym przebiegu w czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt 223

224 podziałowy φ = 2π/z. W analizie 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). Zakres obrotu o kąt podziałowy bębna łańcuchowego podzielono na dwa etapy różniące się sposobem obciążenia bębna. Etap pierwszy trwa od chwili zetknięcia się torusa przedniego nabiegającego ogniwa poziomego z dnem gniazda do chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa poziomego z flanką zęba. Etap drugi trwa od chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda Praca tarcia przy poślizgu ogniwa poziomego na dnie gniazda Uwzględniając zjawisko ruchliwości ogniw w przegubach podczas wzajemnego obrotu ogniw, wyrażające się toczeniem lub poślizgiem ogniw w przegubach w zależności od wartości modułu przegubu i wartości współczynnika tarcia w przegubie, w analizowanym zakresie kąta obrotu bębna łańcuchowego wyróżnić można w pierwszym etapie dwie fazy: toczenia i poślizgu ogniw w przegubie. Toczenie się ogniwa poziomego w przegubie ogniwa pionowego następuje dla kąta obrotu bębna mieszczącego się w zakresie (rys.5.50): przy czym: gdzie: gr 0 gr (5.1) 1 m arctan p m μ p współczynnik tarcia w przegubie ogniw łańcucha, m λ moduł przegubu, kąt odchylenia ogniwa pionowego od poprzedzającego go ogniwa poziomego. (5.2) Kąt toczny ogniwa pionowego wynosi przy tym: m p (5.3) 1m zaś jego maksymalna wartość jest równa kątowi tarcia w przegubie i występuje dla granicznej wartości kąta obrotu bębna gr. Podczas toczenia ogniwa poziomego w przegubie następuje przemieszczanie się punktu styku ogniw w przegubie, co przy równoczesnym zetknięciu torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda, prowadzi do obniżania się ogniwa pionowego w rowku zębnym bębna i związane jest z przesunięciem środka torusa przedniego ogniwa poziomego 224

225 względem dna gniazda. Skutkiem tych zjawisk jest poślizg torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda. Droga poślizgu torusa na dnie gniazda L g1 (na którą składa się poślizg będący wynikiem obrotu ogniwa i przesunięcia środka torusa przedniego ogniwa poziomego) wynosi w tej fazie: przy czym: d d L 1 cos cos g p (5.4) 2 * n un (5.5) z gdzie: z liczba zębów koła łańcuchowego, ε n kąt nachylenia ogniw względem den gniazd koła, * un kąt obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego (rys. 5.24), d średnica pręta ogniwa. Rys.5.50 Praca tarcia przy poślizgu torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda będąca iloczynem drogi tarcia i siły tarcia wyraża się wzorem: gr R d Ag 1 Lg1 g (5.6) 0 gdzie: R(φ) siła reakcji pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda, 225

226 g współczynnik tarcia pomiędzy torusem przednim ogniwa poziomego a dnem gniazda. Druga faza, która rozpoczyna się od chwili w której ogniwo poziome rozpoczyna poślizg w przegubie ogniwa pionowego a kończy się w chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba, następuje dla kąta obrotu bębna: 2 gr un (5.7) z Podczas poślizgu ogniwa poziomego w przegubie punkt styku na ogniwie pionowym pozostaje bez zmian. Następuje poślizg torusa przedniego ogniwa poziomego w przegubie i równoczesny poślizg tego torusa na dnie gniazda. Droga poślizgu torusa na dnie gniazda L g2 oraz praca tarcia A g2 wynoszą przy tym: d Lg2 gr (5.8) 2 2 un z g2 R d Ag L (5.9) 2 g gr Sumaryczna droga poślizgu torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda wynosi przy tym: L g L L (5.10) g1 g2 zaś sumaryczna praca tarcia przy poślizgu torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda: A g A A (5.11) g1 g2 Dla bębna łańcuchowego symetrycznego o parametrach zgodnych z normą PN G o kącie pochylenia flanki zęba ϐ = 60, współdziałającego z łańcuchem wielkości 34x126 mm o podziałkach ogniw wydłużonych o Δp/p = 0,5%, dla p = 0,1 i g = 0, pierwszy etap obrotu bębna o kąt podziałowy trwa aż do kąta obrotu wynoszącego φ k = 21,0. Droga poślizgu torusa przedniego na dnie gniazda w pierwszej fazie toczenia się ogniwa poziomego w przegubie ogniwa pionowego wynosi L g1 = 0,34 mm, zaś w drugiej fazie poślizgu w przegubie osiąga wartość L g2 = 5,81 mm. Sumaryczna droga poślizgu torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda wynosi L g = 6,15 mm (rys. 5.51). Dla łańcucha o podziałkach ogniw wydłużonych o 0,5% przy wchodzeniu ogniw w zazębienie z segmentami zęba bębna o zmodyfikowanym zarysie, przy minimalnych wartościach współczynników tarcia p = 0,1 i g = 0, pierwszy etap obrotu bębna o kąt podziałowy jest znacznie krótszy i trwa do wartości φ k = 13,9. Z tego powodu zdecydowanie 226

227 Lg [mm] Lg [mm] skróciła się droga tarcia w drugiej fazie poślizgu do wartości L g2 = 3,72 mm, zaś sumaryczna droga poślizgu osiągając wartość L g = 4,05 mm zmniejszyła się o 30,3% (rys. 5.52) Lg1 Lg2 Lg Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys Lg1 5 4 Lg2 Lg Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys Dla łańcucha o podziałkach ogniw wydłużonych maksymalnie o 3,0%, przy minimalnych wartościach współczynników tarcia p = 0,1 i g = 0, drogi poślizgu ogniwa poziomego na dnie gniazda bębna normowego przedstawiono na rysunku 5.53, zaś bębna zmodyfikowanego na rysunku Dla obydwóch bębnów ze wzrostem wydłużenia podziałki ogniw maleje czas trwania pierwszego etapu obrotu bębna, który dla bębna normowego 227

228 Lg [mm] wynosi φ k = 10,7, a dla bębna zmodyfikowanego φ k = 4,9. Jest to powodem skrócenia drogi tarcia w drugiej fazie poślizgu, która dla bębna normowego wynosi L g2 = 2,77 mm, zaś dla bębna o zmodyfikowanym zarysie L g2 = 1,05 mm. Sumaryczna droga poślizgu ogniwa poziomego na dnie gniazda bębna normowego L g = 3,13 mm jest ciągle znacznie większa niż dla bębna zmodyfikowanego, dla którego wynosi ona L g = 1,41 mm (zmniejszenie o 55%). Pracę tarcia podczas poślizgu torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda wyznaczono z zależności (5.6), (5.9) i (5.11), całkując numerycznie iloczyn drogi tarcia i odpowiedniej wartości siły reakcji w punkcie styku ogniwa z dnem gniazda. Z powodu względnego określenie siły reakcji w punkcie styku w stosunku do wartości siły nabiegającej R/S H oraz drogi tarcia wyrażonej w milimetrach również pracę tarcia wyznaczono jako względną w stosunku do siły nabiegającej jako A g /S H [J/kN]. Dla bębna łańcuchowego normowego, współdziałającego z łańcuchem wielkości 34x126 mm o podziałkach ogniw wydłużonych o Δp/p = 0,5%, dla wartości współczynnika tarcia w przegubie ogniw p = 0,1 względną pracę tarcia na dnie gniazda wyznaczono w funkcji kąta obrotu bębna dla różnych wartości współczynnika tarcia na dnia gniazda ( g = 0,15; g = 0,30 i g = 0,45) i przedstawiono na rysunku Praca tarcia na dnie gniazda rośnie nieliniowo w miarę obrotu bębna osiągając tym wyższe wartości im wyższa jest wartość współczynnika tarcia na dnie gniazda. Wartość względnej sumarycznej pracy tarcia przy poślizgu torusa przedniego na dnie gniazda wynosi przy tym (rys. 5.55): - A g /S H = 0,196 J/kN (dla g = 0,15 linia w kolorze czerwonym); - A g /S H = 0,425 J/kN (dla g = 0,30 linia w kolorze zielonym); - A g /S H = 0,696 J/kN (dla g = 0,45 linia w kolorze niebieskim) Lg1 2 Lg2 Lg Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys

229 Ag / S H [J/kN] Lg [mm] Lg1 Lg2 Lg Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys ,8 0,7 0,6 mi g = 0,15 mi g = 0,30 mi g = 0,45 0,5 0,4 0,3 0,2 0, Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys Ze względu na skrócenie pierwszego etapu obrotu bębna o kąt podziałowy w bębnie o zmodyfikowanej konstrukcji znacznemu skróceniu ulega droga tarcia torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda. W pierwszym etapie obrotu bębna siły reakcji w punkcie styku ogniwa z dnem gniazda też osiągają mniejsze wartości. Z tych powodów względna sumaryczna praca tarcia odniesiona do wartości siły nabiegającej jest w bębnie zmodyfikowanym znacznie mniejsza niż w bębnie o zarysie normowym i wynosi (rys. 5.56): 229

230 Ag / S H [J/kN] 0,8 0,7 0,6 0,5 mi g = 0,15 mi g = 0,30 mi g = 0,45 0,4 0,3 0,2 0, Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys A g /S H = 0,082 J/kN (dla g = 0,15 linia w kolorze czerwonym ), względna praca tarcia na dnie gniazda mniejsza o 58,2% niż w bębnie normowym; - A g /S H = 0,172 J/kN (dla g = 0,30 linia w kolorze zielonym), względna praca tarcia na dnie gniazda mniejsza o 59,5% niż w bębnie normowym; - A g /S H = 0,273 J/kN (dla g = 0,45 linia w kolorze niebieskim na rys. 5.56), względna praca tarcia na dnie gniazda mniejsza o 60,8% niż w bębnie normowym. Ze wzrostem wydłużenia podziałki ogniw maleje czas trwania pierwszego etapu obrotu bębna, zarówno dla bębna normowego jak i dla bębna zmodyfikowanego. Zmniejszają się tym samym drogi poślizgu ogniwa poziomego na dnie gniazda. Dla łańcucha o podziałkach ogniw wydłużonych maksymalnie o 3,0%, przy wartości współczynnika tarcia w przegubie ogniw p = 0,1, względną sumaryczną pracę tarcia odniesioną do wartości siły nabiegającej na bęben w funkcji kąta obrotu bębna normowego przedstawiono na rysunku 5.57, zaś bębna zmodyfikowanego na rysunku Wartość względnej sumarycznej pracy tarcia przy poślizgu torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda dla bębna normowego wynosi (rys. 5.57): - dla g = 0,15 A g /S H = 0,049 J/kN; - dla g = 0,30 A g /S H = 0,103 J/kN; - dla g = 0,45 A g /S H = 0,163 J/kN; zaś dla bębna zmodyfikowanego (rys. 5.58): - dla g = 0,15 A g /S H = 0,010 J/kN; - dla g = 0,30 A g /S H = 0,020 J/kN; - dla g = 0,45 A g /S H = 0,032 J/kN. 230

231 Ag / S H [J/kN] Ag / S H [J/kN] mi g = 0,15 mi g = 0,30 mi g = 0, Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys ,2 0,18 0,16 0,14 0,12 0,1 mi g = 0,15 mi g = 0,30 mi g = 0,45 0,08 0,06 0,04 0, Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys Względna sumaryczna praca tarcia odniesiona do wartości siły nabiegającej jest w bębnie o zmodyfikowanej konstrukcji znacznie mniejsza niż w bębnie o zarysie normowym, ze względu na skrócenie pierwszego etapu obrotu bębna o kąt podziałowy oraz mniejsze wartości sił w punkcie styku ogniwa z dnem gniazda w początkowym okresie obrotu bębna. 231

232 5.5.2 Praca tarcia przy poślizgu ogniwa poziomego na flance zęba Etap drugi obrotu bębna o kąt podziałowy trwa od chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda. W etapie tym pomiędzy ogniwem poziomym a flanką zęba działa w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba siła reakcji F (rys. 5.59). Układ sił działających na ogniwo poziome jest w równowadze dopóki wartość reakcji R w punkcie styku torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda nie spadnie do zera. Od chwili, w której wartość reakcji R spada do zera przy kącie obrotu bębna φ R0, na flance pojawia się siła T prostopadła do reakcji F i skierowana w stronę głowy zęba, niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze zapobiegająca poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Jeśli wartość siły tarcia rozwiniętego od nacisku reakcji F na flankę zęba jest co najmniej równa wartości siły T to układ sił jest w równowadze i ogniwo poziome nie zmienia swego położenia względem bębna łańcuchowego. Jeżeli natomiast siła tarcia od nacisku F na flance zęba jest mniejsza od wartości siły T to następuje poślizg torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Warunek poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego na flance zęba można więc zapisać: T F * (5.12) f gdzie: μ f współczynnik tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym. p t S H A n T F S V Rys

233 T max / F max Z powodu względnego określenia sił reakcji na flance zęba w stosunku do wartości siły nabiegającej F/S H i T/ S H, warunek wystąpienia poślizgu można zapisać w postaci: T SH F S H (5.13) Warunek wystąpienia poślizgu może zaistnieć dla kąta obrotu bębna φ > φ R0 gdyż dopiero w tym zakresie obrotu bębna pojawia się siła F zapobiegająca poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba. f Wartość stosunku sił maksymalnych T max / F max określa maksymalną wartość współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym, przy której nastąpi poślizg ogniwa po flance. Wartość tego stosunku maksymalnych sił T max / F max jest tym większa im większa jest wartość współczynnika tarcia w przegubach ogniw oraz większy jest wzrost wydłużenia podziałek ogniw (rys. 5.60). Tym samym prawdopodobieństwo wystąpienia poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba, zwłaszcza dla koła normowego, rośnie ze wzrostem wydłużenia podziałki i wzrostem wartości współczynnika tarcia w przegubach ogniw. Przy odpowiednio wysokiej wartości współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym może nie dojść do poślizgu ogniwa po flance zęba. Należy jednak mieć na uwadze fakt, iż w miarę zużywania się flanki zęba rośnie kąt nachylenia flanki zęba co radykalnie zwiększa wartość siły T, tworząc warunki do wystąpienia poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba nawet przy wysokich wartościach współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem. 0,30 0,25 0,20 mi p = 0,1 normowe mi p = 0,2 normowe mi p = 0,3 normowe mi p = 0,1 zmodyfikowane mi p = 0,2 zmodyfikowane mi p = 0,3 zmodyfikowane 0,15 0,10 0,05 0,00 0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 Zwiększenie podziałki ogniw [%] Rys

234 T / F Ponieważ wartość stosunku sił T/F zmienia się w trakcie trwania drugiego etapu obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy, do poślizgu ogniwa poziomego po flance zęba może dojść przy różnych wartościach kąta obrotu bębna φ, w chwili gdy wartość stosunku sił T/F przekracza wartość współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem μ f. Dla bębna łańcuchowego normowego współdziałającego z łańcuchem wydłużonym dla warunków tarcia p = 0,2, g = 0,15 przebiegi wartości stosunku sił T/F w funkcji kąta obrotu bębna łańcuchowego zaprezentowano na rysunku Jeśli wartość współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym będzie wynosić f = 0,05 to poślizg ogniwa po flance zęba będzie miał miejsce przy wartości stosunku sił T/F > 0,05, co wystąpi dla kąta obrotu bębna φ p zależnego od wzrostu podziałek ogniw. Natomiast od wartości kąta obrotu bębna φ p zależy chwilowa wartość siły reakcji pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba odniesiona do wartości siły nabiegającej na bęben F/S H. I tak: - dla Δp/p = 1,0% φ p = 50,6 F(φ p )/S H = 0,970; - dla Δp/p = 2,0% φ p = 47,3 F(φ p )/S H = 0,960; - dla Δp/p = 3,0% φ p = 44,1 F(φ p )/S H = 0,945. Jeżeli wartość współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym będzie wynosić f = 0,10, to poślizg ogniwa po flance zęba będzie miał miejsce przy wartości stosunku sił T/F > 0,10, czyli: - dla Δp/p = 1,0% φ p > 2π/z; - dla Δp/p = 2,0% φ p = 50,9 F(φ p )/S H = 0,971; - dla Δp/p = 3,0% φ p = 47,9 F(φ p )/S H = 0,961. 0,20 0,15 wzrost podziałki 1% wzrost podziałki 2% wzrost podziałki 3% 0,10 0,05 0, Kąt obrotu bębna fi [stopnie] Rys W bębnie o zmodyfikowanym zarysie dla łańcucha o podziałkach wydłużonych o Δp/p = 1,0% i o Δp/p = 2,0% dla tych samych warunków tarcia ( p = 0,2, g = 0,15) wartość 234

235 T / F reakcji R nie spada do zera przy kącie obrotu bębna o kąt podziałowy (φ R0 > 2π/z), nie ma więc warunków do wystąpienia poślizgu niezależnie od wartości współczynnika tarcia f pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym. Dopiero przy współdziałaniu bębna z ogniwami o podziałkach wydłużonych o Δp/p = 3,0% na flance pojawia się siła T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze dla kąta φ R0 = 47,7 o (rys. 5.62). Maksymalna wartość stosunku sił T/F dla φ = 2π/z wynosi przy tym T/F = 0,037 i możliwość wystąpienia poślizgu istnieje tylko dla wartości współczynnika tarcia f < 0,037. W przypadku wystąpienia poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w kierunku dna gniazda, praca tarcia będzie iloczynem siły reakcji pomiędzy ogniwem poziomym a flanką zęba, współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym oraz drogi poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego na flance zęba: A f L F( ) (5.14) f p f gdzie: A f L f praca tarcia przy poślizgu ogniwa poziomego po flance zęba, droga poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego na flance zęba, F(φ p ) siła reakcji pomiędzy ogniwem a flanką zęba w chwili wystąpienia poślizgu, f współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym. 0,20 0,15 wzrost podziałki 3% 0,10 ` 0,05 0, Kąt obrotu bębna fi [stopnie] Rys Na drogę poślizgu torusa tylnego na flance zęba składa się przesunięcia punktu styku torusa tylnego ogniwa poziomego od położenia nachylonego do dna gniazda pod kątem ε n (rys. 5.59) do styku torusa tylnego z dnem gniazda oraz poślizg będący wynikiem obrotu ogniwa względem flanki o kąt ε n : 235

236 Lf [mm] gdzie: p d ε n ϐ L f p d sin n d n sin 2 podziałka ogniw łańcucha, średnica ogniwa, kąt nachylenia ogniwa poziomego względem dna gniazda, kąt pochylenia flanki zęba. (5.15) Droga poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego na flance zęba zależna jest przede wszystkim od kąta nachylenia ogniwa względem dna gniazda, który wynika z wzajemnych relacji geometrycznych gniazd bębna i wydłużonych ogniw łańcucha oraz od kąta nachylenia flanki zęba względem dna gniazda. Na rysunku 5.63 przedstawiono wartości drogi poślizgu ogniwa poziomego dla łańcucha 34x126 mm w funkcji kąta nachylenia ogniwa względem dna gniazda, dla różnych wartości kąta nachylenia flanki zęba. Droga poślizgu rośnie wraz ze wzrostem wartości kąta nachylenia ogniwa względem dna gniazda i zmniejszaniem się kąta nachylenia flanki zęba. Droga poślizgu osiąga wartości ponad 10 mm dla kąta ε n > 3,5 nawet dla ϐ = beta = 40 [stopnie] beta = 50 [stopnie] beta = 60 [stopnie] beta = 70 [stopnie] ,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4 4,5 5 epsilon n [stopnie] Rys Z powodu względnego określenia chwilowej wartości siły reakcji pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba, dla kąta obrotu bębna φ p przy którym nastąpi poślizg, odniesionej do wartości siły nabiegającej na bęben F(φ p )/S H oraz drogi tarcia wyrażonej w milimetrach również pracę tarcia wyznaczono jako względną w stosunku do siły nabiegającej jako A f /S H [J/kN]. 236

237 Dla bębna łańcuchowego normowego współdziałającego z łańcuchem wydłużonym dla warunków tarcia p = 0,2, g = 0,15 oraz wartości współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym wynoszącej f = 0,05, względna praca tarcia odniesiona do siły nabiegającej A f /S H w zależności od stopnia wydłużenia łańcucha wynosi: - dla Δp/p = 1,0% F(φ p )/S H = 0,970 L f = 4,86 mm A f /S H = 0,236 J/kN, - dla Δp/p = 2,0% F(φ p )/S H = 0,960 L f = 9,12 mm A f /S H = 0,438 J/kN, - dla Δp/p = 3,0% F(φ p )/S H = 0,945 L f = 12,83 mm A f /S H = 0,606 J/kN. Jeżeli wartość współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym będzie wynosić f = 0,10, to względna praca tarcia odniesiona do siły nabiegającej A f /S H wynosi: - dla Δp/p = 1,0% φ p > 2π/z (brak poślizgu), - dla Δp/p = 2,0% F(φ p )/S H = 0,971 L f = 9,12 mm A f /S H = 0,886 J/kN, - dla Δp/p = 3,0% F(φ p )/S H = 0,961 L f = 12,83 mm A f /S H = 1,233 J/kN. W bębnie o zmodyfikowanym zarysie dla łańcucha o podziałkach wydłużonych o Δp/p = 1,0% i o Δp/p = 2,0% dla tych samych warunków tarcia ( p = 0,2, g = 0,15) nie ma warunków do wystąpienia poślizgu niezależnie od wartości współczynnika tarcia f pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym. Dopiero przy współdziałaniu bębna z ogniwami o podziałkach wydłużonych o Δp/p = 3,0% na flance pojawia się siła T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze. Maksymalna wartość stosunku sił T/F występuje dla kąta obrotu bębna φ = 2π/z i wynosi przy tym T/F = 0,037, co oznacza, że możliwość wystąpienia poślizgu istnieje tylko dla wartości współczynnika tarcia f < 0,037. Dla tego przypadku względna praca tarcia odniesiona do siły nabiegającej wynosi A f /S H = 0,396 J/kN (L f = 11,82 mm; F(φ p )/S H = 0,905; f = 0,037). 5.6 Założenia konstrukcyjne do dokumentacji technicznej prototypu bębna łańcuchowego o nowej postaci konstrukcyjnej Przyjęto dla zmodyfikowanego bębna łańcuchowego współdziałającego z łańcuchem wielkości 34x126 mm, liczbę zębów z = 7, ze względu na możliwość zastosowania bębna w napędzie ścianowego przenośnika zgrzebłowego. Modyfikacja bębna łańcuchowego obejmuje zmiany konstrukcyjne polegające na zmianie zarysu flanki zęba i dna gniazda. W stosunku do teoretycznego symetrycznego zarysu zęba i dna gniazda opisanego w normie PN G 46703:1997 zmodyfikowano zarys flanki zęba i dna gniazda poprzez wprowadzenie asymetrii zarysu uwzględniającej zasadniczy kierunek obrotów bębna łańcuchowego w ścianowym przenośniku zgrzebłowym podczas transportu urobku w kierunku chodnika podścianowego. Wprowadzenie asymetrii zarysu flanki zęba i dna gniazda, co przedstawiono w osi symetrii rowka pod ogniwo pionowe na rysunkach 5.64 i 5.65, polega na pochyleniu dna gniazda w stronę przewidywanego zasadniczego kierunku obrotów bębna (rys. 5.64). W 237

238 sensie konstrukcyjnym skutkuje to przesunięciem zarysu gniazda w stronę przeciwną do przewidywanego zasadniczego kierunku obrotów bębna oraz zmniejszeniem odległości dna gniazda od osi obrotu bębna w stosunku do wymiaru normowego. Asymetryczne ustawienie dna gniazda powoduje również asymetrię kątów nachylenia flanki zęba po obydwóch stronach segmentu zęba (rys. 5.65). Założono przy tym, że kształt gniazda pozostanie zgodny z normą. Wprowadzenie asymetrycznego zarysu zmniejsza wartość kąta obrotu torusa przedniego ogniwa poziomego nabiegającego na bęben (trwającego od chwili zetknięcia się torusa przedniego nabiegającego ogniwa poziomego z dnem gniazda do chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa poziomego z flanką zęba) zwiększając równocześnie kąt obrotu ogniwa pionowego (trwającego od chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda). Po modyfikacji podstawowe wymiary bębna są następujące (rys. 5.65): Rys odległość dna gniazda od osi obrotu bębna K = 253,5 mm - przesunięcie dna gniazda o wymiarze normowym M = 169 mm w stronę przeciwną do przewidywanego zasadniczego kierunku obrotów bębna o wartość 13,75 mm tak, że: - w K1 = 32 mm w K2 = 59,5 mm 238

239 - założono prostoliniowy kształt flanki zęba, która od strony torusa przedniego ogniwa poziomego nachylona jest do dna gniazda pod kątem ϐ 1 = 52, zaś od strony torusa tylnego ogniwa poziomego nachylona jest do dna gniazda pod kątem ϐ 2 = 40 - promień podstawy zęba zgodny z normą R = 17 mm - promień zarysu gniazda w rzucie poziomym R 2 = 55 mm zgodny z normą - wnęka pod zgrzebło według normy prostopadle do dna gniazda - na odlewie bębna w widocznym miejscu zaznaczyć strzałką kierunek zasadniczych obrotów bębna - fazowanie dna gniazda i flanki zęba od strony rowka pod ogniwo pionowe oraz głowy zęba około 3 mm. W przypadku wykonywania zarysu dna gniazda i flanki zęba przez obróbkę skrawaniem można użyć freza walcowego o średnicy 2 R 2 = 110 mm i promieniu zaokrąglenia R = 17 mm o osi obrotu prostopadłej do dna gniazda przesuwanego po flance zęba odpowiednio pod kątem ϐ 1 i ϐ Rys

240 6 Badania porównawcze trwałości zmęczeniowej materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe produkcji krajowej i zagranicznej 6.1 Identyfikacja i opracowanie studium procesów niszczących bębnów łańcuchowych i łańcuchów z uwzględnieniem sprzężeń synergicznych W toku eksploatacji bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych można wyróżnić następujące główne mechanizmy niszczące: - zużycie adhezyjne, - zużycie ścierne i ścierno korozyjne, - zmęczenie (pękanie powierzchniowe, pękanie skrośne), - zużycie erozyjne, - triboutlenianie (zużycie tribochemiczne). Mechanizmy te najczęściej występują we wzajemnym synergicznym sprzężeniu i wzajemnie się intensyfikują Zużycie adhezyjne W czasie tarcia ślizgowego przy małych względnych prędkościach i dużych naciskach stykowych może wystąpić zużycie adhezyjne wskutek powstania połączeń adhezyjnych w rzeczywistym styku powierzchni oraz ich ścinania przy ruchu względnym elementów. Występuje ono w mikroobszarach plastycznego odkształcania powierzchni warstwy wierzchniej, a szczególnie na wierzchołkach nierówności. Nazywane to bywa szczepianiem adhezyjnym I stopnia. Warunkiem wystąpienia szczepienia jest zbliżenie współpracujących powierzchni na odległość mniejszą od zasięgu działania sił molekularnych oraz brak warstw absorbowanych lub tlenkowych, mających wiązania o charakterze niemetalicznym i dlatego niewykazujących skłonności do tworzenia złącz adhezyjnych. Zużycie adhezyjne występuje zwykle przy styku dwóch powierzchni metalicznych. Im większa energia powierzchniowa metali, tym łatwiej ono zachodzi i jest mocniejsze szczepienie adhezyjne. Zwiększenie tej energii następuje przez wzrost temperatury powierzchni styku i wielkości odkształceń plastycznych. Odmianą wyżej wymienionego zużycia adhezyjnego jest zużycie cieplne, zwane też szczepieniem II rodzaju. Występuje ono przy wyższych prędkościach względnych współpracujących ślizgowo powierzchni oraz przy dużych obciążeniach, którym towarzyszy wysoka temperatura powierzchni styku. Jest ono spowodowane niedostatecznym smarowaniem lub przerwaniem warstwy środka smarnego, nagrzaniem się powierzchni trących, w wyniku którego następuje wzrost plastyczności powierzchni, a nawet nadtopienie 240

241 metalu. Taka forma zniszczenia nazywana jest zatarciem i dotyczy zębów bębnów łańcuchowych. Trwałe połączenie metaliczne powstaje w wyniku dyfuzji atomów z jednej na drugą powierzchnię tarcia. Powstają wtedy tzw. zrosty tarciowe. Przy zużyciu cieplnym występują zespawania (mikroszczepienia cieplno-adhezyjne) i ścinanie połączeń adhezyjnych w obszarze styku. Wzrost intensywności obu rodzajów szczepień może spowodować proces lawinowy, który doprowadza do poważnych uszkodzeń współpracujących powierzchni elementów urządzeń mechanicznych, a także może spowodować ich zacieranie. Zużycie bębnów łańcuchowych przenośników ma często charakter zużycia adhezyjnego wskutek wysokich nacisków jednostkowych w miejscu współpracy koła z cięgnem łańcuchowym. Mechanizm zużycia adhezyjnego polega na pokonaniu lokalnej bariery potencjałów kationów metali przez zbliżenie na odległość kilkunastu nanometrów elementów współpracujących. W wskutek tarcia następuje zjawisko szczepienia i wyrywania fragmentów jednego elementu pary ciernej przez drugi. Pomiędzy parametrami adhezyjnego ścierania a współczynnikiem tarcia suchego istnieje wyraźna zależność. Im większy jest współczynnik tarcia, tym większa intensywność zużycia adhezyjnego. W toku badań laboratoryjnych zużycia adhezyjnego okazało się, że próbka stali twardej ścierała się kilka razy szybciej niż stal miękka, co wskazuje, że adhezja zależy nie tylko od powierzchni styku ścierających się elementów, ale także od budowy sieci elementarnej kryształów (struktura hetero lub homo-fazowa). Bardziej podatną na szczepienie adhezyjne jest struktura homogeniczna metali i ich stopów. Współczynnik adhezji powierzchni szczepionych ze sobą mierzony jest stosunkiem obciążenia potrzebnego do ich rozerwania do początkowego obciążenia stykowego. Rys Obraz zużycia adhezyjnego zębów bębna łańcuchowego (widok ogólny) 241

242 Rys Zużycie adhezyjne powierzchni roboczej zęba bębna łańcuchowego. Widoczne wyrwania adhezyjne fragmentów materiału z powierzchni roboczej zęba Wysokim współczynnikiem adhezji charakteryzują się metale o regularnej sieci krystalograficznej i dużym współczynniku umocnienia, natomiast niskim współczynnikiem adhezji charakteryzują się metale o dużej twardości, dużym module sprężystości, wysokiej temperaturze topnienia i rekrystalizacji oraz metale o heksagonalnej budowie elementarnej sieci krystalograficznej. Rys Zużycie adhezyjne wału bębna łańcuchowego. Widoczne wyrwania materiału wału w miejscu osadzenia pierścienia łożyska tocznego 242

243 Rys Zużycie adhezyjne wału koła łańcuchowego w strefie montażu pierścienia łożyska tocznego Zużycie ścierno-korozyjne Korozja to oddziaływanie fizykochemiczne między metalem i środowiskiem, w wyniku którego powstają zmiany we właściwościach metalu, które mogą doprowadzić do znacznego pogorszenia funkcji metalu, środowiska lub układu technicznego, którego są częściami. Zużycie ścierno-korozyjne (fretting) jest zjawiskiem niszczenia warstwy wierzchniej, polegające na powstaniu miejscowych ubytków materiału w elementach poddanych działaniu niewielkich nawrotnych poślizgów w wyniku cyklicznych oddziaływań obciążeń oraz korozyjnego oddziaływania środowiska. Bezpośrednią przyczyną frettingu jest oddziaływanie mechaniczne. Cechą charakterystyczną tego oddziaływania są silne wpływy korozyjne towarzyszące wszystkim stadiom niszczenia. Produktami zużycia ścierno-korozyjnego są głównie tlenki metali o stosunkowo dużej twardości, działające jak ścierniwo. Bębny łańcuchowe i łańcuchy przenośników zgrzebłowych pracują w środowisku o znacznej agresywności. Dodatkowym czynnikiem niszczącym jest zasolona woda, gazy powstające w wyniku prowadzenia robót strzałowych oraz gazy powstające w wyniku pracy silników spalinowych. Korozja galwaniczna zachodzi, jeżeli w środowisku korozyjnym znajdują się przynajmniej dwa różne metale, będące ze sobą w kontakcie elektrycznym. Tworzy się wtedy ogniwo galwaniczne, w którym jeden z metali będzie anodą, a drugi katodą. Rozwija się wtedy proces galwanicznego roztrawiania jednego z metali. Proces intensyfikują prądy błądzące. 243

244 Korozja równomierna zachodzi równomiernie na całej powierzchni zetknięcia się metalu ze środowiskiem korozyjnym. Ulegają korozji metale będące w stanie aktywnym w środowiskach kwaśnych i obojętnych. Metale narażone na działanie czynników atmosferycznych ulegają korozji atmosferycznej, która zazwyczaj jest korozją równomierną. Korozja szczelinowa to intensywna korozja lokalna, zachodząca w szczelinach i innych osłoniętych miejscach przedmiotów metalowych narażonych na działanie środowiska. Głównym czynnikiem wywołującym tego typu korozję jest nierównomierny dostęp utleniacza (tlenu z powietrza). Korozja wżerowa jest formą zlokalizowanego oddziaływania środowiska, w wyniku którego w materiale powstają lokalne ubytki wżery. Jest to bardzo niebezpieczny rodzaj korozji, gdyż sprzyja wystąpieniu kruchego pękania materiałów konstrukcyjnych. Korozja międzykrystaliczna charakteryzuje się selektywnym niszczeniem metalu wzdłuż granic ziaren materiału. Korozja ta inicjuje pękanie korozyjne i pękanie kruche. Korozja selektywna to rozpuszczenie jednego ze składników stopu. Temu typowi korozji mogą ulegać zarówno stopy dwufazowe, jak i jednofazowe. Korozja naprężeniowa występuje, jeżeli materiał pracujący w środowisku korozyjnym podlega działaniu naprężeń mechanicznych. Jest typem korozji lokalnej i można ją zdefiniować jako transkrystaliczne lub międzykrystaliczne pękanie metalu pod wpływem równoczesnego działania statycznych naprężeń korozyjnych i specyficznego środowiska. Obserwuje się specyficzny, rozklinowujący wpływ środowiska korozyjnego tzw. efekt Rebindera. Występujące w materiale naprężenia mogą być wywołane zarówno przez przyłożone siły zewnętrzne, jak i naprężenia wewnętrzne z obróbki plastycznej lub cieplnej. Korozja zmęczeniowa zachodzi, gdy metale i stopy poddane działaniu zmiennych naprężeń ulegają zniszczeniu na skutek zmęczenia. Jeżeli oprócz działania zmiennych naprężeń mamy do czynienia dodatkowo z korozyjnym oddziaływaniem środowiska, mówimy o korozji zmęczeniowej. Korozja wodorowa jest spowodowana spadkiem właściwości wywołanym przez rozpuszczony w strukturze metali wodór. Zjawiska związane z oddziaływaniem wodoru na metale przyjęto dzielić na dwa typy: - niskotemperaturową korozję wodorową, zachodzącą w temperaturze poniżej 200 C, - wysokotemperaturową korozję wodorową, zachodzącą w temperaturach wyższych niż 200 C. Rozpuszczalność wodoru w stali i staliwie jest duża w wysokiej temperaturze i silnie spada w temperaturze otoczenia. Skupiska wodoru w niskiej temperaturze, tzw. flokeny są ostrymi karbami zmęczeniowymi, często stanowią zarodki zmęczenia lub kruchego pękania elementów wykonanych ze stali lub staliwa. 244

245 Zgodnie z polską normą (PN-EN ISO 8044) ochrona przed korozją to modyfikacja układu korozyjnego, zmierzająca do ograniczenia uszkodzenia korozyjnego. Ochrona przed korozją jest najczęściej rozumiana jako szereg działań, mających za zadanie albo całkowite zahamowanie procesów korozyjnych, albo przynajmniej ich spowolnienie. Wyróżnić można następujące metody ochrony metali przed korozją: - stosowanie materiałów o większej odporności na korozję, - modyfikacja środowiska, - powłoki ochronne, - ochrona elektrochemiczna, - odpowiednie projektowanie. Rys Obraz korozji lokalnej wżerowej obudowy tulei bębna łańcuchowego Rys Korozja wżerowa zębów bębna łańcuchowego w wyniku miesięcznej przerwy postojowej w warunkach kopalni o dużym zasoleniu wód i dużej wilgotności powietrza 245

246 Rys Korozja ogólna zębów bębna łańcuchowego Rys Korozja wżerowa i ogólna zęba bębna łańcuchowego ze staliwa stopowego Rys Obraz korozji wżerowej i zużycie ścierne wielowypustu wału bębna łańcuchowego 246

247 Rys Korozja naprężeniowa widoczna w miejscu pęknięcia zmęczeniowego zęba bębna łańcuchowego współwystępująca z niszczeniem zmęczeniowym Rys Zniszczenia zmęczeniowo-korozyjne piasty staliwnego bębna łańcuchowego Rys Korozja zmęczeniowa staliwnego bębna łańcuchowego 247

248 Rys Bęben łańcuchowy przygotowany do nakładania powłoki ochronnej Rys Bęben łańcuchowy po nałożeniu powłoki ochronnej Zmęczenie powierzchniowe jest wynikiem oddziaływania na warstwę wierzchnią materiału zmiennych naprężeń. W mechanizmie zmęczenia powierzchniowego i skrośnego bębnów łańcuchowych można wyróżnić następujące fazy: - faza I lokalne odkształcenia plastyczne, - faza II tworzenie się rys i odwarstwienie się materiału, - faza III pękanie zmęczeniowe ostateczne. Mechanizm zużycia wskutek zmęczenia powierzchniowego polega na tym, że w wyniku działań znacznych sił punktowych następuje najpierw lokalne odkształcenie 248

249 plastyczne warstwy wierzchniej i jej umacnianie się, które zachodzi tak długo, jak długo zdolność do odkształceń plastycznych nie ulegnie wyczerpaniu. Prowadzi to do tworzenia się rys i odwarstwienia się mikropłytek materiału, a następnie makropęknięć zmęczeniowych. Zmęczenie to niszczenie materiału na skutek stopniowego rozwijania się z czasem pęknięcia lub pęknięć pod wpływem obciążeń cyklicznie zmiennych. Zmęczenie jest szczególnie niebezpieczną formą niszczenia przez pękanie materiałów poddanych obciążeniu cyklicznie zmiennemu, gdyż zniszczenie poprzez zmęczenie występuje przy obciążeniach dużo mniejszych od obciążeń wymaganych do spowodowania zniszczenia w warunkach obciążenia statycznego. Ponadto zniszczenie zmęczeniowe często ma charakter nagły, bez widocznych objawów sygnalizujących postępujący proces niszczenia. Zniszczenie zmęczeniowe występuje, jeżeli naprężenie w materiale spowodowane obciążeniem zmiennym jest wielokrotnie mniejsze niż wytrzymałość statyczna na rozciąganie a nawet znacznie mniejsze niż granica plastyczności materiału. Zniszczenie zmęczeniowe charakteryzuje się rosnącą prędkością rozwoju i stanowi ok. 90% zniszczeń ruchomych części różnych maszyn. Ma ono najczęściej charakter ostateczny, zaś ostateczny dołom bywa gwałtowny. Pęknięcia zmęczeniowe mają najczęściej charakter zniszczenia kruchego nawet w materiałach ciągliwych. Takie zachowanie jest spowodowane tym, iż zniszczeniu zmęczeniowemu towarzyszy jedynie bardzo małe odkształcenie plastyczne. Głównymi cechami przełomu zmęczeniowego są: - zwykle wyraźne ognisko zarodkowania pęknięcia zmęczeniowego, - obszar powierzchni pęknięcia zmęczeniowego z charakterystycznymi liniami zmęczeniowymi (tzw. linie spoczynkowe), - obszar dołamania rozpoczynający się od miejsca, w którym pękanie zmęczeniowe osiągnęło wielkość krytyczną. Pękanie zmęczeniowe jest nie tylko przyczyną strat ekonomicznych, ale bardzo często również przyczyną groźnych wypadków, w tym śmiertelnych. Materiały w zależności od temperatury, stanu naprężeń, jego zmian z czasem oraz otoczenia mogą pękać w różny sposób. Ogólnie można wyróżnić dwa krańcowe przypadki zniszczenia materiałów pod wpływem naprężeń rozciągających: - plastyczne, - kruche. Materiały bardzo plastyczne pod wpływem sił rozciągających najpierw wydłużają się równomiernie, a następnie tworzy się pęknięcie, najczęściej transkrytaliczne. Materiały krańcowo kruche pękają bez jakiegokolwiek odkształcenia plastycznego. Pęknięcia pierwotne w konstrukcji mogą pochodzić z procesu wytwarzania lub mogą 249

250 powstawać podczas eksploatacji na skutek zmęczenia, korozji naprężeniowej lub z innych przyczyn. W materiałach ciągliwych o małej wytrzymałości jedynie duże pęknięcia skutecznie obniżają zdolność konstrukcji do przenoszenia obciążeń. Natomiast w materiałach wysokowytrzymałych już pęknięcia o długości kilku milimetrów są groźne. Zniszczenie materiału przez pękanie może wystąpić w następujących przypadkach: - podczas powolnego przykładania obciążenia zewnętrznego, - podczas gwałtownego przykładania obciążenia zewnętrznego (udary), - podczas cyklicznych lub powtarzających się obciążeń (zmęczenie), - podczas zależnego od czasu odkształcenia przy pełnym obciążeniu (pełzanie), - jeżeli w materiale występują (dostatecznie duże) naprężenia wewnętrzne, - jeżeli środowisko jest aktywne (pękanie spowodowane korozją naprężeniową). W procesie pękania można wyróżnić etapy: - kumulacja uszkodzeń, - zarodkowanie jednego lub więcej pęknięć, - wzrost pęknięć do wielkości krytycznej, - gwałtowny wzrost pęknięć (dołamań). Rys Faza I zmęczenia - odkształcenia plastyczne powodujące wyczerpanie się zapasu plastyczności materiału i powstawanie pęknięć powierzchniowych o zróżnicowanej głębokości, które rozwijają się prowadząc do odspojenia fragmentów materiału zęba 250

251 Rys Faza I zmęczenia znaczne odkształcenia plastyczne zębów bębna łańcuchowego w postaci dużych wypływek materiału Rys Faza I zmęczenia - odkształcenia plastyczne z częściowym wykruszeniem stref odkształconych zębów bębna łańcuchowego Rys Faza I zmęczenia - odkształcenia plastyczne współwystępujące z korozją zębów bębna łańcuchowego 251

252 Rys Faza II zmęczenia zębów bębna łańcuchowego powstawanie rys i wykruszeń materiału Rys Faza II zmęczenia zębów bębna powstawanie głębokich pęknięć i wykruszeń materiału bębna łańcuchowego Rys Faza II zmęczenia powstawanie rys i pęknięć zęba bębna łańcuchowego. Widoczne współwystępowanie korozji wżerowej i zużycia adhezyjnego 252

253 Rys Faza III zmęczenia pękanie skrośne zębów bębna łańcuchowego Rys Faza III zmęczenia. Przełom końcowy po przekroczeniu krytycznej wielkości pękania zmęczeniowego zęba bębna łańcuchowego, pełna utrata własności użytkowych bębna Rys Faza III zmęczenia pękanie zęba prowadzące do utraty zdolności przeniesienia napędu przez bęben łańcuchowy, niebezpieczeństwo przeskoczenia łańcucha na bębnie 253

254 6.1.3 Zużycie ścierne i erozyjne bębnów łańcuchowych Powierzchnie robocze bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych podczas transportu urobku narażone są na intensywne zużycie ścierne. Suche lub częściej zwilżone wodą cząstki urobku działają jak ścierniwo, zwłaszcza na powierzchniach roboczych zębów bębnów łańcuchowych przy jednoczesnym działaniu bardzo dużych nacisków stykowych między ogniwami łańcucha a zębami bębna. Pewna część ścierniwa dostającego się między powierzchnie współpracujące ma twardość większą od twardości materiału łańcucha i bębna łańcuchowego. Dotyczy to zwłaszcza ziaren piaskowca, niektórych łupków oraz wtrąceń pirytowych występujących w urobku. Niektóre z tych materiałów ściernych, a w szczególności piryty, silnie dodatkowo intensyfikują korozję, zwłaszcza w obecności zawilgocenia wodami złożowymi o podwyższonej zawartości chlorków. Zużycie ścierne elementów przenośników zgrzebłowych stanowi jedną z głównych przyczyn utraty ich zdatności eksploatacyjnej. W szczególności dotyczy to bębnów łańcuchowych, cięgien roboczych oraz rynien przenośnikowych. Wyróżnia się następujące elementarne mechanizmy zużycia ściernego: - mikroskrawanie, - bruzdowanie, - mielenie, - omywanie erozyjne. Mikroskrawanie to mechaniczne oddzielanie cząstek materiałów współpracujących elementów wskutek skrawającego działania twardych ziaren zawartych w urobku, który stale pokrywa współpracujące elementy górniczych przenośników zgrzebłowych. Mikroskrawanie silnie wzmaga się w przypadku środowiska o podwyższonej korozyjności. Wtedy procesy zużyciowe i korozyjne bardzo silnie się wzajemnie synergicznie wzmagają. Korozja powoduje powstawanie produktów utleniania słabo związanych z podłożem, mikroskrawanie wówczas oddziela cząstki materiału elementów, odsłaniając świeżą powierzchnię łatwo ponownie atakowaną przez procesy korozyjne. Oba procesy wzajemnie silnie się wzmagają. Pewne znaczenie ma fakt, że produkty utleniania stopów żelaza mają wysoką twardość i są bardzo aktywnym ścierniwem. Bruzdowanie polega na wgniataniu drobnych cząstek ścierniwa w ciągliwą osnowę metali z równoczesnym przesuwaniem drobin ścierniwa, w wyniku czego w strefach kontaktu następuje wypchnięcie nadmiaru materiału na brzeg bruzdy połączone z częściowym jego ścieraniem. Odkształcony plastycznie materiał w przypadku stopów Fe ulega zgniotowemu zwiększeniu mikrotwardości, co prowadzi do gwałtownego spadku odporności materiału na kruche pękanie. 254

255 Często prowadzi to do zjawiska wykruszania z warstwy wierzchniej współpracujących elementów ziaren o dużym stopniu umocnienia plastycznego. Przyspiesza to powstawanie ubytków zużyciowych. Jednocześnie plastyczne odkształcone strefy stają się silnie aktywne chemicznie, co sprzyja przyspieszeniu procesów utleniania stopów żelaza, intensyfikując korozję powierzchniową i wżerową. Występowanie stref materiału o różnym stopniu odkształcenia plastycznego sprzyja tworzeniu się mikroogniw galwanicznych. Proces ten jest szczególnie intensywny w przypadku istnienia wodnych roztworów elektrolitycznych soli zawartych w transportowanym urobku. Jako elektrolity szczególnie intensywnie oddziałują wodne roztwory chlorków, często obecnego w wodzie złożowej i samym urobku oraz rozpuszczone w wodzie tlenki azotu. Tlenki azotu są obecne w atmosferze kopalnianej zwłaszcza w postaci składników gazów postrzałowych, gdy w wyrobiskach (nawet odległych) stosowana jest technika strzelnicza. Pewne znaczenie korozyjne mają również niektóre składniki gazów spalinowych, gdy stosowany jest w podziemiach napęd spalinowy (kolejki spągowe lub podwieszane). Dodatkową niekorzystną okoliczność stanowi obserwowane mniej lub bardziej wyraźnie zjawisko polegające na tym, że wilgotny urobek transportowany w kierunku napędu wysypowego ulega częściowemu osuszaniu, następuje więc zagęszczanie się elektrolitów. Rośnie wtedy stężenie rozpuszczonych chlorków, co prowadzi niekiedy do ich wykrystalizowania się i osadzania w szczelinach i zgłębieniach materiału. Występuje wtedy rozklinowujący efekt Rebindena, co w połączeniu ze zmiennym stanem naprężeń intensyfikuje procesy ścierno-korozyjne oraz przyspiesza proces rozwoju pęknięć zmęczeniowych. Jak wykazano doświadczalnie w obecności chlorków silnie spada odporność stali i staliwa na kruche pękanie. Przy stężeniu NaCl w wodzie ok 3,5% występuje wielokrotny spadek krytycznej intensywności naprężeń K IC i co jest z tym związane spadek krytycznego rozmiaru pęknięcia zmęczeniowego. Omywanie erozyjne cechuje się mechanizmem zbliżonym do jednoczesnego mikroskrawania i bruzdowania i występuje przy mniejszych siłach statycznych i dynamicznych. O erozji w sensie tribologicznym mówimy zwłaszcza, gdy ścierniwo unoszone jest strumieniowo. Może to być strumień luźny jak to ma miejsce w przypadku urobku kopalin, jednak intensywniejsze działanie erozyjne ma ścierniwo unoszone w gazie lub cieczy. W przypadku erozji intensywność ścierania silnie zależy od kąta padania ścierniwa na powierzchnię roboczą. Największą intensywność zużycia wykazuje strumień padający pod kątem 90 w stosunku do powierzchni erodowanej. W praktyce opisane elementarne procesy zużyciowe występują na ogół łącznie ze zróżnicowanych i zmiennych w czasie eksploatacji proporcjach. Stąd też ich ścisłe rozdzielenie 255

256 nie jest możliwe. Ich cechą szczególną jest natomiast znaczne synergiczne sprzężenie, co nie pozwala w wielu przypadkach na wyróżnienie jednego procesu wiodącego. W takich przypadkach szczególnie utrudnione jest znalezienie optymalnych metod poprawy odporności na niszczenie eksploatacyjne. Niezbędne w opisanej sytuacji jest przeprowadzenie szerokich badań doświadczalnych w warunkach najbardziej zbliżonych do rzeczywistych warunków użytkowania przenośników zgrzebłowych. Znane już wyniki badań dotyczą szczególnych, izolowanych przypadków i nie mogą być bezpośrednio przenoszone do praktyki eksploatacyjnej maszyn górnictwa węglowego. Badania doświadczalne we wspomnianym zakresie zostaną podjęte w dalszych etapach projektu badawczego. Rys Typowy obraz zużycia ściernego zębów bębna łańcuchowego przenośnika ścianowego (widok ogólny) Rys Zęby bębna łańcuchowego o znacznym stopniu zużycia ściernego i deformacji plastycznej. Ząb praktycznie przestał istnieć, co doprowadzało do przeskakiwania łańcucha na bębnie 256

257 Rys Obraz zużycia ściernego zębów bębna łańcuchowego kwalifikującego bęben do wymiany. W tym przypadku zwraca uwagę brak pęknięć zmęczeniowych Rys Zestawienie obrazu początkowego stanu zużycia ściernego zębów bębna łańcuchowego z ogniwem poziomym o nominalnych rozmiarach Rys Skrajny stopień zużycia ściernego bębna, eliminacja bębna z użytkowania 257

258 6.1.4 Triboutlenianie (zużycie tribochemiczne) Tribochemia zajmuje się reakcjami chemicznymi występującymi w warunkach tarcia. Reakcje chemiczne przebiegające wtedy są intesyfikowane przez proces tarcia. W styku tarciowym występują również reakcje powodowane przez towarzyszące tarciu wydzielane ciepło. Są to tzw. reakcje chemiczne kontaktowe. Bębny łańcuchowe i cięgna są narażone na oddziaływanie agresywnego środowiska, szczególnie na działania gazów postrzałowych i spalin silników spalinowych zawierających agresywne tlenki siarki i azotu oraz inne związki. Wnikają one w szczeliny zmęczeniowe oraz poprzez nieskuteczne uszczelnienia układów napędowych. Zużyciu adhezyjnemu towarzyszą reakcje tribochemiczne, przy czym mogą to być procesy dyfuzji reakcyjnej lub procesy utleniania i redukcji. Produktem tych procesów są tlenki metali, które mogą być miękkie lub twarde. Tlenki miękkie nie mają istotnego wpływu na intensywność zużycia ściernego elementów współpracujących. Natomiast tlenki twardsze od elementu ścieranego silnie intensyfikują proces ścierania. Jeżeli tlenki ściśle przylegają do elementu ścieranego i są twardsze od ścierniwa, to mogą spowodować chwilową pasywację powierzchni przyczyniając się do jej czasowej ochrony przed zużyciem ściernym. Zużycie tribochemiczne następuje w miejscu styku tarciowego elementów współpracujących, których powierzchnie reagują tribochemicznie ze składnikami ciała pośredniego i środowiska. Produkty reakcji mogą być stale tworzone i usuwane z powierzchni tarcia lub mogą pozostawać w strefie kontaktu. W tym drugim przypadku mamy do czynienia ze specyficznym procesem niszczącym frettingiem. Fretting obserwować można zwłaszcza na współpracujących powierzchniach sprzęgieł zębatych, połączeń skurczowych, miejscach osadzenia pierścieni łożysk tocznych, na powierzchniach pierścieni rozporowych stosowanych w niektórych konstrukcjach bębnów łańcuchowych. Niszczenie powierzchni poprzez fretting często jest zapoczątkowaniem zjawiska zmęczenia skrośnego elementów maszynowych. Triboutlenianie można podzielić na cztery rodzaje: - adhezyjne zużycie wierzchołków nierówności i usuwanie utworzonych tlenków (zużycie utleniające), - ścierne reakcje chemiczne metalu ze składnikami otoczenia dają warstwę przeciwzużyciową, która zmniejsza metaliczny styk przy równoczesnym ścieraniu tej warstwy z powierzchni tarcia, - zmęczeniowe pękanie warstwy reakcyjnej pod wpływem dużego nacisku i mikrozmęczenia doprowadzające do powstania produktów zużycia, - ścierne ścieranie warstwy przeciwzużyciowej przez produkty zużycia. 258

259 Rys Zużycie wielowypustu bębna poprzez triboutlenianie Rys Fabrycznie nowe części do montażu bębna łańcuchowego Rys Obraz zużycia tribochemicznego wału bębna łańcuchowego po ok. 3 miesięcy eksploatacji w przeciętnych warunkach Wymienione rodzaje triboutleniania często występują jednocześnie z różnym natężeniem. W/w procesy, które mają charakter cykliczny, powodują uszkodzenia powierzchni tarcia i ubytki materiałów, co powoduje wzrost przeciążeń dynamicznych i w końcowej fazie może doprowadzić do całkowitego zniszczenia elementów maszyn. Kinetyka tworzenia warstwy reakcyjnej i jej trwałość określana przez plastyczność, wytrzymałość i adhezję do metalu ma wpływ na wielkość zużycia tribochemicznego. Gruba i krucha warstwa reakcyjna w procesie tarcia prowadzi do zwiększenia ilości działających ściernie produktów zużycia. Zużycie wówczas znacznie wzrasta. 259

260 Rys Zużycie tribochemiczne zęba bębna łańcuchowego Rys Zużycie tribochemiczne wału bębna łańcuchowego, początkowe stadium zacierania oraz fretting Rys Współwystępujące zużycie tribochemiczne, zmęczeniowe i adhezyjne sprzęgła zębatego bębna łańcuchowego (stadium pośrednie) 260

261 Zużycie przez utlenianie występuje wówczas, gdy na powierzchni tarcia absorbuje się tlen, który reaguje z metalem, tworząc warstwy tlenkowe. Są one często mechanicznie usuwane w wyniku ścierania i odkruszania od powierzchni metalu. Zużycie przez utlenianie, często określane mianem zużycia normalnego, jest uważane za dopuszczalny proces zużycia ze względu na najmniejszą jego intensywność. W procesie utleniania żelaza tworzą się jego tlenki Fe 2 O 3, Fe 3 O 4, FeO. Twardość stref utlenianych na stali jest większa niż materiału rdzenia lub materiału rdzenia umocnionego a w przypadku utlenionego aluminium występuje kilkukrotny wzrost twardości jego tlenku (Al 2 O 3 korund). Intensywność procesu zużycia przez utlenianie zależy od chemicznej aktywności składników powierzchni tarcia, szybkości dyfuzji tlenu poprzez warstwę tlenków i właściwości utworzonych warstw tlenków. Można stwierdzić, że intensywność procesów zużycia przez utlenianie, identycznie jak dla innych form zużycia tribochemicznego, jest zależna od wielu zjawisk fizykochemicznych i reakcji tribochemicznych występujących w tarciu. Podczas eksploatacji górniczych maszyn ścianowych w rzeczywistych warunkach trudno osiągnąć pełną eliminację zużycia tribochemicznego. Zwłaszcza w przypadku bębnów łańcuchowych można jedynie zmierzać do częściowego ograniczenia zużycia tribochemicznego jako wiodącego procesu niszczącego. Obserwowane często naloty temperaturowe świadczą o występowaniu na powierzchniach roboczych zębów sprzęgła zębatego temperatury chwilowej sięgającej C. Występują wtedy istotne zmiany strukturalne materiału, które w wyniku powtarzających się cykli cieplnych znacznie obniżają własności użytkowe materiałów prowadzące do przedwczesnego zniszczenia elementu. Obserwuje się wtedy proces zmęczenia cieplnego Zmęczenie cieplne elementów przenośników zgrzebłowych Przez zmęczenie cieplne rozumie się procesy zmęczeniowe zachodzące w materiale pod wpływem zmiennego gradientu temperatury. Gdy gradient temperatury w głąb materiału jest duży, to na skutek rozszerzalności cieplnej materiałów powstają naprężenia, często o dużej wartości. Jeśli następują cykle zmienności temperatury mogą pojawić się niszczące procesy zmęczenia cieplnego. Zmęczeniu cieplnemu podlegają np. narzędzia do przeróbki plastycznej na gorąco oraz inne elementy pracujące przy dużym zmiennym gradiencie temperatury. Gradient temperatury wywołany może być tarciem ślizgowym, zwłaszcza przy dużych naciskach stykowych i w warunkach braku smarowania. 261

262 Rys Widok siatki pęknięć na powierzchni ogniwa pionowego jako efekt zmęczenia cieplnego. Jedno z pęknięć powierzchniowych stało się ogniskiem pełnego przełomu zmęczeniowego ogniwa łańcuchowego Rys Pęknięcie zmęczeniowe ogniwa złącznego firmy Fasing inicjowane siatką pęknięć powierzchniowych wynikłych ze zmęczenia cieplnego, niebezpiecznych zwłaszcza w strefie karbu Rys Siatka pęknięć zmęczenia cieplnego na powierzchni spłaszczonego ogniwa pionowego po krótkim okresie eksploatacji (łańcuch specjalny ze spłaszczonymi ogniwami pionowymi) 262

263 Z taką sytuacją mamy do czynienia niekiedy w niektórych warunkach pracy elementów przenośników zgrzebłowych takich jak cięgna łańcuchowe, zgrzebła i zęby bębnów łańcuchowych. Pod wpływem tarcia materiał warstwy wierzchniej wspomnianych elementów silnie się nagrzewa w bardzo krótkim czasie i często raptownie jest schładzany przez odbiór ciepła do innych elementów lub do wnętrza rozpatrywanego elementu. Powyższe prowadzi do kolejnych cykli hartowania i ponownego zagrzewania warstwy narażonej na tarcie. Obserwować można wtedy powstawanie tzw. martenzytu tarcia, która to struktura stali lub staliwa jest bardzo krucha i pod wpływem obciążeń łatwiej podlega pękaniu powierzchniowemu. Dodatkowym czynnikiem niekorzystnym jest wyczerpywanie się zdolności materiału do odkształceń plastycznych w trakcie powtarzających się cykli zmęczeniowo-cieplnych. Skutkuje to powstawaniem charakterystycznej siatki spękań warstwy wierzchniej, zwykle na niewielką głębokość. Charakterystyczne jest to, że wspomniana siatka spękań powierzchniowych jest z reguły prostopadła do kierunku poślizgu i może mieć różne zagęszczenie. Wspomniane pęknięcia mogą się uaktywniać i stanowią wtedy zarodki pęknięć wskrośnych materiałów lub wykruszanie fragmentów warstwy wierzchniej. Tę formę zniszczeń obserwuje się częściej na odcinkach prostych ogniw pionowych łańcuchów przenośnikowych, gdyż trą one często silnie o blachy ślizgowe rynien. Pęknięcia wynikające z opisanych zjawisk są niekiedy przyczyną zniszczeń łańcuchów, ogniw złącznych, mogą występować również na powierzchniach roboczych zębów bębnów łańcuchowych. Rys Efekt zmęczenia cieplnego na powierzchni ślizgowej zamka bocznego przenośnika zgrzebłowego z łańcuchami skrajnymi (widok po wytrawieniu powierzchni ślizgowej) 263

264 6.1.6 Analiza uszkodzeń eksploatacyjnych bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych W oparciu o własne obserwacje oraz dokumentację serwisową i remontową wielu kopalń sporządzono wykres kołowy przedstawiający procentowy udział poszczególnych rodzajów uszkodzeń eksploatacyjnych bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych eksploatowanych w różnych wyrobiskach na przestrzeni lat Zestawienie dotyczy zbiorczo bębnów łańcuchowych przenośników ścianowych i podścianowych różnych producentów, użytkowanych w zróżnicowanych warunkach w kopalniach o różnym stopniu korozyjności środowiska. Można te dane więc traktować jako przeciętne. Należy zaznaczyć, że w szeregu analizowanych przypadków eksploatacyjnych dużą trudność stanowi zaliczenie obserwowanego obrazu zniszczenia do jednego z wyszczególnionych na rys rodzajów uszkodzeń. 20% 5% 45% 30% Rys Udział poszczególnych rodzajów uszkodzeń eksploatacyjnych bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych: czerwony zużycie ścierno-korozyjne, niebieski zużycie zmęczeniowe, zielony adhezyjne, żółty zużycie o złożonym charakterze Często występowały przypadki, gdy widoczny był udział łączny dwóch lub więcej mechanizmów niszczenia. Dotyczyło to zwłaszcza procesów zużyciowych, zmęczeniowych i korozyjnych (por. zamieszczone w pracy fotografie). Gdy nie można było jednoznacznie ustalić, który proces niszczący należy uznać za wiodący, przypadek zaliczano do grupy zniszczeń o złożonej postaci (ok.20%). 264

265 Jak wynika z rys dominujące znaczenie mają zużycie zmęczeniowe i ściernokorozyjne. Stanowią one łącznie aż ok. 75% głównych przyczyn zniszczeń prowadzących do wycofania bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych z eksploatacji. Z zestawienia wynika, że w dalszych etapach pracy tym dwóm procesom niszczącym to jest zmęczeniu i zużyciu ściernemu należy poświęcić główną uwagę, poszukując rozwiązań materiałowych, konstrukcyjnych i technologicznych zmierzających do poprawy trwałości zmęczeniowej i odporności na zużycie ścierne bębnów łańcuchowych górniczych przenośników zgrzebłowych. Nadmierne zużyte bębny łańcuchowe powodują gwałtowny wzrost zużycia innych elementów współpracujących, zwłaszcza elementów cięgna łańcuchowego (rys. 6.41). Rys Widok ogniw poziomych łańcucha przenośnika po krótkotrwałej współpracy z bębnem łańcuchowym o znacznym stopniu zużycia eksploatacyjnego. Widoczny efekt lawinowego rozwoju zniszczeń łańcucha W praktyce eksploatacyjnej obserwuje się najczęściej synergiczne sprzężenie oddziaływań zmęczeniowych, zużycia ściernego, adhezyjnego, korozyjnego i tribochemicznego wpływających na degradację własności użytkowych bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych. Zostało to zilustrowane przedstawioną w pracy bogatą dokumentacją fotograficzną. Zużycie zmęczeniowe i ścierne bębnów łańcuchowych jest procesem wiodącym łącznie dla ok. 75% przypadków zniszczeń prowadzących do eliminacji z użytkowania. 265

266 Wspomniane główne procesy niszczące często są przyczyną awarii o dużych skutkach techniczno-ekonomicznych oraz stanowią niekiedy znaczne zagrożenie dla obsługi maszyn górniczych. Nie podjęta w porę decyzja o wymianie bębnów łańcuchowych o nadmiernym zużyciu prowadzi do gwałtownego wzrostu intensywności zużycia łańcuchów przenośników zgrzebłowych, co zilustrowano fotografiami zamieszczonymi w opracowaniu. Duża ilość produktów zużycia zmęczeniowego i ściernego dostająca się do urobku stwarza bardzo niekorzystne skutki uboczne, zwłaszcza, gdy węgiel energetyczny kierowany jest do spalania w kotłach po uprzednim mieleniu w młynach wentylatorowych. 6.2 Stanowisko do badań zużycia ściernego materiałów na bębny łańcuchowe z uwzględnieniem dodatkowych środków ściernych Podstawowym celem badań było porównanie na podstawie doświadczalnych badań stanowiskowych właściwości zużyciowych materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe produkcji krajowej i zagranicznej. Do realizacji założonego celu aktualnego podzadania przyjęto badania zużyciowe przeprowadzić dwoma metodami: - bez udziału dodatkowego ścierniwa między współpracującymi powierzchniami; do wyznaczenia parametru charakteryzującego zużycie wykorzystano stanowisko rolkowe typu Amsler, - z udziałem dodatkowego ścierniwa między współpracującymi powierzchniami; do badań zużyciowych wykorzystano nowe stanowisko, w całości zaprojektowane i wykonane w Instytucie Mechanizacji Górnictwa. Jako podstawowy parametr porównawczy charakteryzujący zużycie w obu metodach badań przyjęto ubytek masy współpracujących próbek. Na podstawie wartości tego ubytku wyznaczono także intensywność zużycia, który to wskaźnik można wykorzystać do prognozowania zużycia materiałów w czasie eksploatacji bębnów łańcuchowych. Zakres działań dotyczący niniejszego podzadania obejmował: - Dobór próbek materiałów abrazyjnych. - Opracowanie koncepcji i dokumentacji technicznej nowego stanowiska do porównawczych badań zużycia ściernego materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe. - Przygotowanie próbek do badań pochodzących z bębnów łańcuchowych produkcji krajowej i zagranicznej lub z identycznych materiałów. - Przeprowadzenie badań zużycia na dwóch stanowiskach badawczych oraz wyznaczenie mierników i wskaźników charakteryzujących zużycie rozpatrywanych materiałów. - Ocena porównawcza badanych materiałów. - Opracowanie wniosków końcowych. 266

267 6.2.1 Badania zużycia materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych bez udziału ścierniwa Do realizacji badań zużycia ściernego bez udziału dodatkowego ścierniwa zostało wykorzystane stanowisko do badań zużyciowych typu Amsler. Na rysunku 6.42 przedstawiono schemat maszyny badawczej Amsler [8], natomiast na rysunku 6.43 widok stanowiska. Rys Maszyna typu Amsler do badań trybologicznych a) schemat b) przekrój wzdłużny 1 - rejestrator pracy tarcia, 2 - rejestrator momentu tarcia, 3 - obciążenie dynamometru wahadłowego, 4 - próbka, 5 - przeciwpróbka, 6 - licznik sumujący, 7 - skala obciążenia, 8 - nawrotnica obrotów, 9 - sprężyna obciążająca przeciwpróbkę, 10 - mimośród ruchu poziomego, 11 -mimośród ruchu pionowego Badania na maszynie tarciowej przeprowadzono dla następujących parametrów stanowiska : - rodzaj tarcia toczne z poślizgiem, - obciążenie - stała siła promieniowa F 1 = 200 N, F 2 = 300 N, F 3 = 400 N, F 4 = 500 N, - szerokość styku próbek - b = 4 mm, - prędkość obrotowa - n 1 = 200 min-1, - prędkość obwodowa próbki - v p = 0,8 m s-1, - ruch przeciwbieżny próbek, - smarowanie - brak, - temperatura początkowa próbek - równa 20 C 1 C. 267

268 Rys Widok stanowiska badawczego typu Amsler Pomiary ubytku masy przeprowadzano po: 10, 20, 30 i 60 minutach współpracy badanych próbek. Przed rozpoczęciem próby zużyciowej i po każdym cyklu drogi tarcia (po starannym oczyszczeniu i osuszeniu) dokonywano określenia pięciokrotnego masy próbki z użyciem wagi analitycznej o dokładności pomiaru 0,5 mg. Wyznaczanym parametrem badawczym, który przyjęto za miarę zużycia był ubytek masy obu próbek u t dla danego czasu eksploatacji t. Do jego obliczenia zastosowano zależność: m m m m u t p, 0 p, t pp,0 pp, t gdzie: m p,0 masa początkowa próbki, m p,t masa próbki po czasie eksploatacji t, m pp,0 masa początkowa przeciwpróbki, m pp,t masa przeciwpróbki po czasie eksploatacji t. (6.1) Na podstawie wyznaczonej wartości ubytku masy obliczono także intensywność zużycia dla danego czasu eksploatacji t stosując zależność: ut It (6.2) t Do wyznaczenia niepewności określenia masy badanych próbek uwzględniono zmniejszoną ilość pomiarów poprzez zastosowanie statystyki t-studenta, natomiast w przypadku złożonej standardowej niepewności ubytku masy zastosowano znaną metodę różniczki zupełnej. 268

269 W przypadku badań bez udziału dodatkowego ścierniwa między współpracującymi powierzchniami; do wyznaczenia ubytku masy wykorzystano typowe próbki przeznaczone do stanowiska Amsler. Postać konstrukcyjna tych próbek została przedstawiona na rysunku Materiał na próbki przeznaczone do badań bez udziału dodatkowego ścierniwa pobierany był bezpośrednio z eksploatowanych w kopalniach węgla kamiennego bębnów łańcuchowych. Próbki wykonano z 6 bębnów łańcuchowych pochodzących od 3 krajowych i 2 zagranicznych producentów przenośników zgrzebłowych. Producenci, których bębny łańcuchowe wybrano do porównania, należą do czołowych wytwórców przenośników zgrzebłowych. Rys Postać konstrukcyjna próbek stosowanych do badań ubytku masy W celu identyfikacji materiałowej próbek wykonano w ZDT Komag (ZDT Komag posiada akredytację na badania metalograficzne oraz pomiary twardości i składu chemicznego): - pomiary twardości w rdzeniu i na powierzchni zęba; pomiary wykonano metodą Rockwella w oparciu o normę PN-EN ISO : 2008 przy użyciu twardościomierza produkcji KARBID-PREESS Warszawa (dopuszczalny błąd wskazań ±1,5 HRC), - pomiary składu chemicznego; pomiary wykonano na spektrometrze emisyjnym firmy Hilger-Analitycal typ E983 (zastosowano wzorzec odniesienia P55/1 P58/1) - badania metalograficzne powierzchni zębów bębna łańcuchowego; badania przeprowadzono przy zastosowaniu mikroskopu optycznego Reichert-Jung MeF3. Próbki do wymienionych wyżej badań, wycięto z zębów bębnów łańcuchowych za pomocą strumienia wody pod wysokim ciśnieniem. W tabeli 6.1 przedstawiono zestawienie producenta przenośników zgrzebłowych (w jednym przypadku także typów przenośnika) wraz z określonym materiałem bębna i jego twardością, natomiast w tabeli 6.2 zestawiono wyniki pomiarów składu chemicznego. 269

270 Tabela 6.1 Nr próbki Producent (typ Stwierdzony Twardość Twardość rdzenia, przenośnika) materiał powierzchni, HRC HRC 1 Glinik 36HMN Ryfama L35GSM Ryfama L35GSM DBT L35HM Nowomag GS42CrMo Halbach-Braun L35HM Tabela 6.2 Nr próbki P S Al C Fe Cr Mn Ti Ni Si Mo Cu 1 0,025 0,017 0,035 0,377 96,2 1,01 0,602 0,034 0,952 0,269 0,194 0, ,025 0,018 0,053 0,341 96,4 0,118 1,20 0,001 0,109 0,583 0,321 0, ,022 0,010 0,061 0,363 96,8 0,122 1,32 0 0,109 0,752 0,330 0, ,026 0,015 0,065 0,360 97,0 1,02 0, ,223 0,242 0,231 0, ,028 0,016 0,057 0,462 97,2 1,00 0, ,047 0,201 0,209 0, ,020 0,014 0,051 0,371 96,9 0,958 0, ,224 0,331 0,226 0,146 Wyniki przeprowadzonych badań metalograficznych dla poszczególnych próbek zestawiono w tabeli 6.3. Na rysunkach 6.45, 6.47, 6.49, 6.51, 6.53, 6.55 przedstawiono widoki trawionych zgładów metalograficznych, natomiast na rysunkach 6.46, 6.48, 6.50, 6.52, 6.54, 6.56 zilustrowano mikrostrukturę rdzeni próbek. W tabeli 6.4 zestawiono własności materiałowe oznaczonych materiałów. Nr próbki Producent (typ przenośnika) 1 Glinik 5 Ryfama 8 Ryfama 12 DBT 14 Nowomag Martenzyt 15 Halbach- Braun Struktura warstwy hartowanej próbki Drobnoziarnisty martenzyt, po jednej stronie zgładu znajduje się warstwa napawana Martenzyt wydzieleniami bardzo drobnych węglików Strefę zewnętrzną (widoczne jej przegrzanie) stanowi grubo iglasty martenzyt, poniżej martenzyt dosyć gruboziarnisty Zachowane tylko fragmenty warstwy hartowanej o strukturze martenzytu z wydzieleniami bardzo drobnych węglików Zachowane niewielkie fragmenty warstwy hartowanej o strukturze martenzytu Grubość warstwy hartowanej 10 mm (rys. 6.45) 20 mm (rys. 6.47) 25 mm (rys. 6.49) 15 mm (rys. 6.51) 20 mm (rys. 6.53) uległa zużyciu (rys. 6.55) Struktura rdzenia próbki Tabela 6.3 Sorbit z wydzieleniami drobnych węglików (rys. 6.46) Sorbit, widoczna struktura dendrytyczna typowa dla odlewów (rys. 6.48) Sorbit z wydzieleniami ferrytu, widoczna struktura dendrytyczna typowa dla odlewów (rys..50) Sorbit z wydzieleniami ferrytu, widoczna struktura dendrytyczna typowa dla odlewów (rys. 6.52) Sorbit, widoczna struktura dendrytyczna typowa dla odlewów (rys. 6.54) Sorbit, widoczna struktura dendrytyczna typowa dla odlewów (rys. 6.56) 270

271 Rys Rys Rys

272 Rys Rys Rys

273 Rys Rys Rys

274 Rys Rys Rys

275 Rodzaj materiału Wytrzymałość maksymalna R m, MPa Granica plastyczności R e, MPa Wydłużenie względne A 5, % Przewężenie względne Z, % Tabela 6.4 Udarność KC, J/cm 2 36HMN L35GSM L35HM GS42CrMo Próbki do badań wycinano za pomocą drążenia elektroerozyjnego na urządzeniu firmy FANUC, a następnie były szlifowane do wymaganych wymiarów i chropowatości. Sposób wycięcia próbek z zębów bębnów łańcuchowych przedstawiono na rysunku Rys Wyznaczone na podstawie badań bez udziału dodatkowego ścierniwa wartości ubytku masy rozpatrywanych próbek zestawiono w tabeli 6.5, natomiast wartości intensywności zużywania w tabeli 6.6. Na rysunkach 6.58 i 6.59 zilustrowano uzyskane wartości ubytku masy i intensywności zużycia dla obciążenia F=200 N, natomiast na rysunkach 6.60 i 6.61 dla obciążenia F=500 N. 275

276 Nr próbki/ materiał 1 36HNM 5 35GSM 12 L35HM 8 35GSM 14 GS42CrMo4 15 L35HM Tabela 6.5 Obciążenie 200 N Obciążenie 500 N Czas Ubytek masy Niepewność Ubytek masy Niepewność eksploatacji, min u pomiarowa δ u pomiarowa δ 0 0,0000 0,0009 0,0000 0, ,0604 0,0013 0,0360 0, ,0642 0,0012 0,0409 0, ,0674 0,0012 0,0443 0, ,0727 0,0014 0,0490 0, ,0000 0,0015 0,0000 0, ,0989 0,0029 0,0479 0, ,1127 0,0023 0,0653 0, ,1267 0,0020 0,0740 0, ,1385 0,0019 0,0789 0, ,0000 0,0009 0,0000 0, ,0270 0,0011 0,0360 0, ,0343 0,0011 0,0409 0, ,0399 0,0010 0,0443 0, ,0452 0,0010 0,0490 0, ,0000 0,0009 0,0000 0, ,0828 0,0014 0,0566 0, ,1089 0,0016 0,0705 0, ,1235 0,0018 0,0757 0, ,1321 0,0013 0,0799 0, ,0000 0,0035 0,0000 0, ,1206 0,0038 0,1168 0, ,1236 0,0036 0,1220 0, ,1261 0,0036 0,1263 0, ,1300 0,0037 0,1311 0, ,0000 0,0015 0,0000 0, ,0380 0,0017 0,0157 0, ,0436 0,0020 0,0245 0, ,0460 0,0026 0,0328 0, ,0511 0,0018 0,0405 0,0018 Rys

277 Nr próbki/ materiał 1 36HNM 5 35GSM 12 L35HM 8 35GSM 14 GS42CrMo4 15 L35HM Czas Intensywność zużycia, g/min eksploatacji, min Obciążenie 200 N Obciążenie 500 N ,0060 0, ,0032 0, ,0022 0, ,0012 0, ,0099 0, ,0056 0, ,0042 0, ,0023 0, ,0038 0, ,0022 0, ,0016 0, ,0009 0, ,0083 0, ,0054 0, ,0041 0, ,0022 0, ,0038 0, ,0022 0, ,0015 0, ,0009 0, ,0121 0, ,0062 0, ,0042 0, ,0022 0,0022 Tabela 6.6 Rys

278 Rys Na podstawie uzyskanych wyników można zauważyć: - najmniejszymi wartościami ubytku masy (tym samym intensywnością zużycia) charakteryzują się próbki 12 i 15, które wykonane są z tego samego materiału czyli staliwa L35HM, - największymi wartościami ubytku masy charakteryzują się próbki 5 i 8, które wykonane są również z tego samego materiału czyli staliwa L35GSM, - pozostałe próbki, czyli 1 (stal 36HMN) i 14 (staliwo GS42CrMo4) przyjmują wartości pośrednie w stosunku do materiałów wymienionych wyżej, - wraz ze zwiększeniem obciążenia obserwuje się zmniejszenie ubytku masy. Ostatnie spostrzeżenie jest bardzo zastanawiające, w celu wyjaśnienia tej zależności przeprowadzono pomiary twardości współpracujących powierzchni pracujących pod obciążeniem. Uzyskane wyniki zestawiono w tabeli 6.7, natomiast ich graficzną interpretację stanowi rysunek Nr próbki Tabela 6.7 Twardość powierzchniowa HV50 (czas obciążenia 10 s) próbki po eksploatacji pod obciążeniem: N 300 N 400 N 500 N Próbka 1 (36HNM) 344,7 355, ,3 420,7 Próbka 8 (L35GSM) 303,0 450, ,3 544,0 Próbka 12 (L35HM) 305,7 345,7 418,7 PRÓBKA 15 (L35HM) 371,7 432,7 468,7 PRÓBKA 14 (GS42CrMo4) 319,7 389,0 413,3 448,7 511,7 278

279 Rys Rys

280 Na podstawie przedstawionych wyników pomiaru twardości można stwierdzić, że zwiększeniu obciążeniu, pod którym eksploatowano próbki, towarzyszyło zwiększenie twardości. Na rysunku 6.62 łatwo zauważyć, że zwiększenie twardości nastąpiło dla wszystkich badanych powierzchni, największe przyrosty twardości wyznaczono dla staliwa 35GSM. Staliwo to, mimo największego utwardzenia charakteryzowało się również największym zużyciem. Obserwując w powiększeniu powierzchnię tego staliwa, można było zauważyć liczne i dość głębokie wyrwy (powstały one na etapie docieranie się próbek). Zwiększenie twardości wszystkich rozpatrywanych próbek wywołane zostało najprawdopodobniej przez umocnienie się powierzchni na wskutek przyłożonego obciążenia Badania zużycia materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych z udziałem ścierniwa Dotychczas stosowane konstrukcje stanowisk badawczych do badań zużycia (tribotestery produkcji ITE w Radomiu, stanowisko do badań płyt trudnościeralnych konstrukcji Ryfamy) nie zapewniają odwzorowania warunków eksploatacji bębnów łańcuchowych postanowiono opracować koncepcję prowadzenia badań odwzorowujących warunki współpracy i dokumentację techniczną oraz wykonać stanowisko badawcze. Na etapie projektowania wstępnego nowego stanowiska do badań właściwości zużyciowych materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych postawiono następujące założenia konstrukcyjne: - konstrukcja powinna umożliwiać badanie próbek metalowych, zwłaszcza stalowych poddanych zabiegom utwardzania dyfuzyjnego lub posiadających powłoki trudnościeralne, - badania zużycia powinny odbywać się przy udziale dodatkowego ścierniwa tzw. ciała trzeciego; ścierniwem tym powinny być typowe dla górnictwa zanieczyszczenia lub rozkruszony urobek, w postaci suchej lub pasty zawierającej wodę, - ścierania powierzchni stalowych powinno się odbywać przy udziale nie tylko samych ziaren ścierniwa, ale także produktów ich kruszenia, - kontakt współpracujących próbek powinien odbywać się w postaci styku dwóch powierzchni przedzielonych warstwą ścierniwa, - konstrukcja ma umożliwiać płynną regulację prędkości obrotowej próbki ruchomej. Nowe stanowisko do badań właściwości zużyciowych (widok stanowiska przedstawiono na rys. 6.63) materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych składa się z dwóch części: - napędowej - badawczej 280

281 Rys Część napędowa stanowiska złożona jest z: - silnika napędzającego, - przemiennika częstotliwości, - sprzęgła wkładkowego, - wału napędowego, - osłony. W części badawczej (schemat zamocowania próbek zilustrowano na rys. 6.64, natomiast na rys widok pokrywy dolnej wraz z próbką) na płycie nośnej zamocowana jest pokrywa dolna, w której osadzona jest próbka dolna. Styka się ona z próbką górną poprzez warstwę ścierniwa. Próbka górna zamocowana jest w pokrywie górnej, która z kolei napędzana jest wałem połączonym poprzez sprzęgło z silnikiem napędowym. W przypadku stanowiska do badań zużycia z udziałem dodatkowego ścierniwa między współpracującymi powierzchniami próbkami były pierścienie (ich postać konstrukcyjna została przedstawiona na rysunku 6.66), tylko zużyciu podlegały powierzchnie czołowe, a nie walcowe jak w próbkach przeznaczonych do stanowiska Amslera. Próbki do badań zużycia z udziałem dodatkowego ścierniwa wykonane zostały z materiałów identycznych jak próbki wycięte z zębów bębnów łańcuchowych. 281

282 Rys Schemat zamocowania próbek; oznaczenia: 1 płyta nośna, 2 pokrywa dolna, 3 pokrywa górna, 4 wał napędowy, 5 próbka górna, 6 próbka dolna Rys

283 Rys W przypadku nowego stanowiska do badań właściwości zużyciowych materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych parametrami zadawanymi są: A prędkość obwodowa v, którą można wyznaczyć ze wzoru: dsr n v (6.3) 60 gdzie: d sr wartość średnia średnic zewnętrznej i wewnętrznej próbek, n prędkość obrotowa wału napędowego. B naprężenie ściskające σ określone zależnością: gdzie: m PG masa pokrywy górnej, m M masa elementów mocujących, m O masa obciążników, g przyśpieszenie ziemskie, d z średnica zewnętrzna próbek, 4g ( mpg mm mo) (6.4) 2 2 ( d d ) d w średnica wewnętrzna próbek. Za podstawowy parametr charakteryzujący własności zużyciowe badanych materiałów przyjęto ubytek masy u m obu próbek. Do jego obliczenia stosuje się zależność: u m z w m m ) ( m m ) (6.5) ( pd, 0 pd, t pg,0 pg, t 283

284 gdzie: m pd,0 masa początkowa próbki dolnej, m pd,t masa próbki dolnej po czasie zużycia t, m pg,0 masa początkowa próbki górnej, m pg,t masa próbki górnej po czasie zużycia t. Na podstawie wyznaczonego ubytku masy będzie można określić ubytek objętościowy u v za pomocą wyrażenia: um uv (6.6) gdzie: ρ masa właściwa. a ponadto ubytek liniowy u l korzystając ze wzoru: u l 4u ( d m 2 z d Intensywność zużycia wyznaczono stosując zależność: 2 w ) (6.7) I mv l umv, l, (6.8) t Do wyznaczenia niepewności określenia masy badanych próbek uwzględniono zmniejszoną ilość pomiarów poprzez zastosowanie statystyki t-studenta, natomiast w przypadku złożonej standardowej niepewności ubytku masy zastosowano znaną metodę różniczki zupełnej. W tabeli 6.8 zestawiono wartości parametrów dla których przeprowadzono badania zużycia materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych. Gatunki stali i staliw 36HMN L35HM L35GSM Naprężenie ściskające σ, MPa 0,031 0,062 0,094 Prędkość obwodowa v, m/s 0,29 Czas badań 4x10 min Tabela 6.8 W celu wyznaczenia, dla zadanego wariantu obciążenia, parametrów charakteryzujących zużycie materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych stosowano następujący tok postępowania: - ważenie oczyszczonych próbek przed eksploatacją, - zamocowanie próbek w pokrywach stanowiska, - zważenie ścierniwa i umieszczenie go na próbce dolnej, - zamocowanie pokrywy górnej, - założenie obciążenia i zamocowanie zabezpieczeń przed wysunięciem pokrywy górnej, 284

285 - włączenie stanowiska na 10 min, - zdemontowanie zabezpieczeń i pokrywy górnej, - oczyszczenie z zużytego ścierniwa powierzchni próbek, - zdemontowanie pokrywy dolnej, - wyciągnięcie próbek z mocowań w pokrywach, - staranne oczyszczenie próbek w myjce ultradźwiękowej, - zważenie obu próbek, Postępowanie powyższe było powtarzane czterokrotnie. Wyznaczone na podstawie badań z udziałem dodatkowego ścierniwa wartości ubytku masy i zużycia liniowego rozpatrywanych próbek zestawiono w tabeli 6.9, natomiast wartości intensywności zużywania w tabeli Na rysunkach 6.67, 6.68 i 6.69 zilustrowano uzyskane wartości ubytku masy w funkcji czasu dla rozpatrywanych materiałów, natomiast na rysunkach 6.70, 6.71 i 6.72 porównano przebiegi zużycia w zależności od wartości obciążenia. Na podstawie uzyskanych wyników można zauważyć: - najmniejszymi wartościami ubytku masy (tym samym intensywnością zużycia) charakteryzuje się staliwo L35HM, - największymi wartościami ubytku masy charakteryzuje się stal 36HMN, - wraz ze zwiększeniem czasu próby obserwuje się monotoniczny wzrost ubytku masy, - wraz ze zwiększeniem obciążenia wzrasta również mierzony ubytek masy. Materiał 36HNM L35HM L35GSM Czas eksploatacji, min Naprężenie ściskające 0,031 MPa Zużycie Ubytek liniowe u masy u m, g l, mm Naprężenie ściskające 0,062 MPa Zużycie Ubytek liniowe u masy u m, g l, mm Tabela 6.9 Naprężenie ściskające 0,094 MPa Zużycie Ubytek liniowe u masy u m, g l, mm ,5162 0,0837 0,5855 0,0950 0,301 0, ,7555 0,1225 0,801 0,1299 0,896 0, ,0018 0,1625 1,1855 0,1923 1,379 0, ,3697 0,2222 1,7465 0,2833 1,827 0, , , , ,175 0,0284 0,247 0,0401 0,198 0, ,251 0,0407 0,386 0,0626 0,4615 0, ,3975 0,0645 0,603 0,0978 0,693 0, ,513 0,0832 0,792 0,1285 0,9145 0, , , , ,1815 0,0294 0,321 0,0521 0,3155 0, ,3615 0,0586 0,4955 0,0804 0,487 0, ,6765 0,1097 0,6305 0,1023 0,7545 0, ,858 0,1392 0,927 0,1504 0,998 0,

286 Materiał 36HNM L35HM L35GSM Czas eksploata cji, min Naprężenie ściskające 0,031 MPa Intensywno Intensywno ść zużycia ść zużycia masowego liniowego I l, I m, g/min mm/min Naprężenie ściskające 0,062 MPa Intensywno Intensywno ść zużycia ść zużycia masowego liniowego I l, I m, g/min mm/min Tabela 6.10 Naprężenie ściskające 0,094 MPa Intensywno Intensywno ść zużycia ść zużycia masowego liniowego I l, I m, g/min mm/min ,0516 0,0084 0,0586 0,0095 0,0301 0, ,0378 0,0061 0,0401 0,0065 0,0448 0, ,0334 0,0054 0,0395 0,0064 0,0460 0, ,0342 0,0056 0,0437 0,0071 0,0457 0, ,0175 0,0028 0,0586 0,0095 0,0247 0, ,0126 0,0020 0,0401 0,0065 0,0193 0, ,0133 0,0021 0,0395 0,0064 0,0201 0, ,0128 0,0021 0,0437 0,0071 0,0198 0, ,0182 0,0029 0,0321 0,0052 0,0316 0, ,0181 0,0029 0,0248 0,0040 0,0244 0, ,0226 0,0037 0,0210 0,0034 0,0252 0, ,0215 0,0035 0,0232 0,0038 0,0250 0,0040 Rys Na podstawie przeprowadzonych badań na stanowisku typu Amsler stwierdzono, że spośród rozpatrywanych materiałów, którymi były 3 gatunki staliw (35HMN, 35GSM i GS42CrMo4) i 1 gatunek stali (36HMN), największą odpornością na zużycie charakteryzowało się staliwo 35HMN (próbki 12 i 15), które stosowane było przez zagranicznych producentów przenośników zgrzebłowych. 286

287 Rys Rys Na podstawie przeprowadzonych pomiarów zużycia, zauważono spadek zużycia przy zwiększeniu obciążenia, przy którym badano próbki. Po przeprowadzonych dodatkowych pomiarach twardości, na podstawie których stwierdzono znaczący wzrost twardości współpracujących powierzchni w funkcji zadanego obciążenia, stwierdzono, że ta niespodziewana zależność spowodowana jest najprawdopodobniej umocnieniem się powierzchni na wskutek przyłożonego obciążenia. 287

288 Rys Rys Z powodu wystąpienia efektu utwardzania warstwy wierzchniej na wskutek współpracy badanych próbek postanowiono dalsze zasadnicze badania przeprowadzić na stanowisku konstrukcji Instytutu Mechanizacji Górnictwa, a badania na stanowisku Amsler traktować jako uzupełniające. Na podstawie uzyskanych wyników badań zużycia z zastosowaniem dodatkowego ścierniwa stwierdzono, że najmniejszymi wartościami ubytku masy charakteryzuje się staliwo 288

289 L35HM oraz wraz ze zwiększeniem czasu próby i obciążenia obserwuje się monotoniczny wzrost ubytku masy. Na podstawie obu przeprowadzonych badań wykazano najlepsze właściwości przeciwzużyciowe staliwa 35HM, które stosowane jest przez zagranicznych producentów przenośników zgrzebłowych. Wskazanym więc wydaje się przeprowadzenie analizy właściwości zużyciowych ukierunkowanej na dobór nowych materiałów na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych. Na podstawie dokonanego przeglądu literaturowego i konsultacji w krajowych jednostkach naukowych za szczególnie predysponowane jako materiały na bębny łańcuchowe uznano żeliwa ADI i stale z zawartością boru. Rys Badania doświadczalne trwałości zmęczeniowej i odporności na zużycie ścierne wybranych materiałów stosowanych w wytwarzaniu bębnów łańcuchowych w kraju i za granicą Założenia do projektu stanowiska badawczego Przystępując do wykonania badań materiałów konstrukcyjnych pod kątem ich własności zmęczeniowych w zastosowaniu na elementy górniczych przenośników zgrzebłowych należy wybrać najwłaściwszą metodę badań. Urządzeń badawczych i metodyk badań własności zmęczeniowych jest bardzo dużo lecz żadne z nich nie odpowiada założonemu celowi ustalenia odpowiedniego rankingu materiałów pod kątem przydatności na elementy maszynowe o tak specyficznych warunkach 289

290 pracy, jak to ma miejsce w przypadku bębnów łańcuchowych górniczych przenośników zgrzebłowych. Warunki pracy bębnów łańcuchowych, a zwłaszcza wynikające z nich specyficzne mechanizmy niszczenia opisano w raporcie z poprzedniego etapu pracy. Dla materiałów stosowanych do wytwarzania bębnów praktycznie nie istnieją spójne dane dotyczące ich własności zmęczeniowych. Dotyczy to danych doświadczalnych wykonanych w tych samych warunkach badań tak, aby można było dokonać ich prawidłowego porównania w celu ustanowienia swoistego rankingu pod względem głównych własności użytkowych, w tym zwłaszcza własności zmęczeniowych. Istniejące wycinkowe wyniki badań są tu mało nieprzydatne, mogą mieć jedynie charakter kierunkowych wytycznych poszukiwań. Po wszechstronnej analizie ustalono następujące założenia przy wyborze metody badań materiałów na bębny pod kątem ich trwałości zmęczeniowej: - wykorzystanie w możliwie największym stopniu już istniejącej w Instytucie Mechanizacji Górnictwa Politechniki Śląskiej bazy badawczej i dotychczasowego doświadczenia badawczego, - stanowisko badawcze zdecydowano się oprzeć na wykorzystaniu uniwersalnej maszyny wytrzymałościowej wyposażonej z pulsator hydrauliczny firmy WPM Lipsk typu ZD100Pu/A. Maszyna ta pozwala realizować siły obciążające statyczne po stronie ściskania lub rozciągania do 1000 kn w dwóch podzakresach (100 i 400 kn). W przypadku realizacji obciążeń zmiennych można wykorzystać wymienione zakresy obciążeń do wielkości 50%. Częstotliwość obciążeń jest płynnie regulowana. Dokładność wskazań siły (potwierdzona kontrolnym cechowaniem) wynosi 1%, - przystosowanie wspomnianej bazy powinno zapewnić bezpośrednie porównanie badanych materiałów pod względem badanych własności mechanicznych - dla zapewnienia warunku bezpośredniej porównywalności zaprojektowano i wykonano specjalne oprzyrządowanie pozwalające obciążać jednocześnie dwie próbki materiału, - charakter obciążenia próbek materiałów powinien być możliwie bliski charakterowi obciążenia zębów, jako najbardziej wytężonych stref bębnów przenośników zgrzebłowych - stan obciążenia próbek materiałowych w miejscach krytycznych składa się z obciążenia momentem gnącym i siłą poprzeczną przy znacznych skoncentrowanych naprężeniach stykowych. Odpowiada to charakterowi obciążenia zębów bębnów łańcuchowych, - należy zapewnić możliwie dużą wydajność metody badań zmęczeniowych przy zachowaniu dostatecznie dobrej dokładności - możliwość jednoczesnego badania dwóch próbek różnych materiałów skraca czas badań, jednocześnie zapewnia wysoką dokładność wyniku, gdyż porównywane 290

291 materiały są obciążone jednocześnie, więc ew. błąd ustawienia obciążenia realizowanego przez pulsator hydrauliczny dotyczy obu próbek i ma wtedy pomijalne znaczenie, - metodyka badań powinna umożliwiać dowolne ew. rozszerzenie badań i modyfikacje w miarę uzyskiwanych rezultatów oraz w przypadku zaistnienia nowych rozwiązań materiałowych i technologicznych - metodyka badań przewiduje możliwość jej modyfikacji i ew. rozszerzenia w toku realizacji badań na dowolne materiały konstrukcyjne, - próbki materiałowe do badań powinny być możliwie najprostsze co do formy i jednocześnie dobrze odzwierciedlające stan metalurgiczny rzeczywistych materiałów - przyjęto, że próbki materiałowe będą mieć formę równoległościennych (prostopadło-ściennych) płytek o prostokątnym przekroju krytycznym. Przyjęto, że jeden z wymiarów przekroju próbki będzie miał wielkość porównywalną z wysokością zębów bębnów łańcuchowych. Chodzi z jednej strony o minimalizację zużycia materiału na próbki w związku z trudnościami ich ew. wycinania z istniejących bębnów. Z drugiej strony chodzi o to, aby stan wewnętrzny próbek (np. możliwość wystąpienia wad w postaci wtrąceń niemetalicznych, segregacji fazowej i innych wad strukturalnych) możliwie w pełni odwzorowywał rzeczywisty stan materiału bębna łańcuchowego, które najczęściej mają postać odlewów staliwnych Opis stanowiska badawczego Kompletne stanowisko badawcze dla potrzeb przeprowadzenia badań trwałości zmęczeniowej materiałów stosowanych do wytwarzania bębnów łańcuchowych górniczych przenośników ścianowych i podścianowych pokazano na rys i Na stole badawczym maszyny wytrzymałościowej wyposażonej w pulsator hydrauliczny montowany jest specjalnie zaprojektowany i wykonany przyrząd pokazany na rys Próbki podparte są na dwóch parach rolek wykonanych ze stali stopowej 35HGSA obrobionych cieplnie do twardości ok 48 HR C. Układy środkowania przyrządu pozwalają na uzyskanie pełnej symetrii układu obciążenia w obu prostopadłych do siebie płaszczyznach. Przyrząd jest wyposażony w układy środkowania podstawy i belki obciążającej. Belka obciążająca obciążona jest poprzez górną rolkę stanowiącą integralną część maszyny wytrzymałościowej. Zadane poprzez rolkę obciążenie zmienne o wartości 4P rozkłada się symetrycznie na oba przeguby kuliste. Jeśli odległość między osiami rolek podporowych wynosi 2L, to wówczas moment zginający dla każdej z próbek wyraża się zależnością M = PL, zaś siła poprzeczna w strefie styku przegubu kulistego w każdej próbce materiału wynosi 2P. 291

292 Rys Widok ogólny stanowiska badawczego złożonego z pulsatora hydraulicznego ZD100Pu/A i specjalnie zaprojektowanego przyrządu badawczego mocowanego na stole pulsatora Rys Widok pulsatora hydraulicznego od strony układów kontrolno-pomiarowych i rejestrujących 292

293 Rys Widok przyrządu badawczego trwałości zmęczeniowej. Widoczne dwie próbki materiałowe oparte na rolkach podporowych i obciążone poprzez przeguby kulowe siłą zadawaną na belkę obciążającą poprzez rolkę stanowiącą integralną część pulsatora Rys Przyrząd na stole badawczym pulsatora. Z prawej lupa do obserwacji szczeliny zmęczeniowej Obie badane próbki porównywanych materiałów są obciążone jednocześnie siłą zmienną w całkowicie takich samych warunkach. 293

294 Przyrząd badawczy na początku badań przyjmuje pozycję cechującą się pełnym zwierciadlanym odbiciem. W przypadku pęknięcia podczas badań jednej z próbek następuje chwilowe przekoszenie belki obciążającej. Taką sytuację układ pomiarowy maszyny badawczej identyfikuje jako chwilowy spadek wielkości uprzednio nastawionej siły obciążającej, co skutkuje automatycznym wyłączeniem układu obciążającego i zarejestrowaniem liczby cykli zmian siły obciążającej. Po wymianie pękniętej próbki (rys. 6.77) sytuacja wraca do pozycji wyjściowej i po ponownym uruchomieniu pulsatora próbce, która nie pękła naliczane są kolejne dalsze cykle zmian obciążenia, zaś dla próbki nowo zainstalowanej liczenie cykli odbywa się począwszy od zera. Opisany cykl badań powtarzany jest aż do wyczerpania porównywanych próbek materiałowych (dla ostatniej próbki zabraknie partnera niezbędnego do uzyskania dla niej wyniku). Taki sposób realizacji badań pozwala na bezpośrednie porównywanie własności jednocześnie dwóch próbek (np. różnych materiałów) oraz pozwala na wydatne skrócenie czasu badań. Opisany sposób badań ma tę dodatkową zaletę, że w przypadku zaistnienia odchyłki kolejnych nastaw obciążenia wpływ błędu pomiaru jest minimalizowany, gdyż ew. błąd dotyczy obu bezpośrednio porównywanych ze sobą wariantów próbek materiałów. Rys Widok próbek po zdjęciu belki obciążającej z przegubami kulistymi; A próbka przed złamaniem, B próbka po złamaniu Bardzo istotnym problemem praktycznym w realizacji badań jest dobór takiego poziomu siły obciążającej, aby uzyskiwać pełne przełomy próbek przy dającej się zaakceptować liczbie cykli zmian obciążenia (a zarazem czasu badań). 294

295 Dobranie zbyt dużego obciążenia grozi wejściem w zakres zmęczenia niskocyklowego, przy zbyt małym obciążeniu nie będzie możliwe doczekanie się pęknięcia próbki w akceptowanym czasie. Dobór wielkości obciążenia musi być ustalony w oparciu o próby wstępne. Badania zmęczeniowe prowadzone są do pełnego przełomu próbek. Na rys pokazano przykładowe próbki zmęczeniowe po złamaniu. Rys Przykładowy widok próbek materiałowych po pęknięciu zmęczeniowym o różnym charakterze. Górna próbka typowy przełom plastyczno-kruchy, dolna próbka typowy przełom kruchy próbki Przyrząd do badań zmęczeniowych cechuje się dużą uniwersalnością, pozwala badać próbki materiałowe o różnych postaciach i różnych wymiarach. Dodatkowo przyrząd może być wykorzystany przy wykonywaniu prób materiałów na kruche pękanie. Odporność na kruche pękanie jest bardzo ważną własnością materiałową, gdyż od niej bezpośrednio zależy graniczny (krytyczny) rozmiar pęknięcia zmęczeniowego lub innej wady materiałowej, rysy lub defektu, np. odlewniczego. Na rysunku 6.79 pokazano próbki materiałowe, które mogą być użyte do badań odporności materiałów na kruche pękanie z wykorzystaniem przyrządu opisanego w pracy. Ustalając najwłaściwszą metodykę badań trwałości zmęczeniowej materiałów napotyka się na szereg trudności wynikających z jednej strony z ogromnej złożoności zjawisk związanych z procesem pękania materiałów pod działaniem naprężeń zmiennych, a z drugiej strony z konieczności wyboru najskuteczniejszego narzędzia, które pozwoli uszeregować badane materiały pod kątem odporności na pękanie zmęczeniowe w danych warunkach. Złożoność zjawisk występujących podczas inkubacji i rozwoju zniszczeń zmęczeniowych najpełniej ukazują liczne prace S. Kocańdy (WAT) i jego współpracowników. W najpełniejszym ujęciu przebieg zależności naprężenia amplitudalnego od liczby cykli zmian tego naprężenia przedstawia uogólniony wykres Woehlera pokazany na rys Wartość maksymalnego niszczącego naprężenia przy umownej ¼ części cyklu obciążenia odpowiada wytrzymałości statycznej materiału R m. Wielkości liczby cykli pokazane 295

296 na rys.107 (N N = 10 4 i N G = 10 6 ) traktować należy jako umowne, gdyż różni autorzy przyjmują tu różne graniczne liczby cykli (np. N N = 10 5 a N G = 10 7 ). Dla elementów maszynowych stalowych i staliwnych najczęściej przyjmuje się N G = cykli. Rys Widok próbek do badań materiałowych. Z lewej strony próbki z kulistymi odciskami plastycznymi do badań trwałości zmęczeniowej. Z prawej dwa rodzaje próbek do badań na kruche pękanie R m ZN σ ZO ZT ZN ZO ZT 1/ N N N N G Rys Całościowy wykres zmęczeniowy Woehlera w logarytmicznym układzie współrzędnych: ZN zakres zmęczenia niskocyklowego, ZO zakres ograniczonej trwałości zmęczeniowej, ZT zakres trwałej wytrzymałości zmęczeniowej, N G graniczna liczba cykli R m granica statycznej wytrzymałości materiału 296

297 W celu uzyskania wielkości, które mogą być porównywane ze sobą najkorzystniej byłoby doprowadzić do takiej sytuacji, aby stosować tak dobraną wartość obciążenia (naprężenia) zmiennego o stałej wartości amplitudy, aby uzyskać pełne przełomy próbek wszystkich badanych materiałów. Bez doprowadzania do zmęczeniowego zniszczenia próbki niewiele można o jej własnościach powiedzieć (poza ew. pewnym oszacowaniem od dołu). W metodyce badań zmęczeniowych należy uwzględnić charakterystyczny dla tego rodzaju badań na ogół duży rozrzut statystyczny, mimo najlepszych starań o zachowanie stałości parametrów badań. W przypadku, gdy zaistnieje konieczność zmiany amplitudy obciążenia (np. z powodu nieuzyskiwania pęknięć w oczekiwanym zakresie (ZO) lub w przypadku użycia próbek o innych wymiarach, zamierza się skorzystać z jednej z hipotez kumulacji uszkodzeń zmęczeniowych. Jedną z podstawowych hipotez w tym względzie stanowi hipoteza liniowej kumulacji uszkodzeń, tzw. hipoteza Palmgrena-Minera, którą można wyrazić wzorem: gdzie: n i N i a i n i 1 ni N i a (6.9) - liczba cykli zmian obciążenia przeniesiona przez próbkę na określonym i-tym poziomie naprężeń, - niszcząca (prowadząca do pełnego przełomu) liczba cykli zmian obciążenia na danym poziomie naprężeń wynikająca z krzywej Woehlera, - współczynnik określany na drodze doświadczalnej. Wartość współczynnika a dla stali i staliwa przyjmuje się wstępnie równą 1, (a = 1). Stosując liniową hipotezę kumulacji uszkodzeń zmęczeniowych przyjęto uproszczenie, że poszczególne stopnie uszkodzenia są w pełni addytywne i rezultat końcowy nie zależy od kolejności bloków obciążenia. Graficzną ilustrację stosowania liniowej hipotezy kumulacji uszkodzeń dla dwóch stopni obciążenia ilustruje schematycznie rys Przy większej liczbie bloków hipotezę stosuje się odpowiednio, nie mniej należy się liczyć ze wzrostem błędu oszacowania własności zmęczeniowych. Badania trwałości zmęczeniowej próbek materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przenośników prowadzono w taki sposób, aby nie występowały więcej niż dwa bloki obciążenia. Badania zmęczeniowe prowadzone były do pełnego przełomu próbek, na tym etapie mogą były więc pominięte wpływy różnych czynników na prędkość rozwoju pęknięć zmęczeniowych (wpływ przerw w obciążeniu, przeciążeń, temperatury, i in.). 297

298 σ n 1 N 1 n 2 Pełne pęknięcie zmęczeniowe N 2 N G N Rys Przykładowy sposób interpretacji graficznej liniowej hipotezy kumulacji uszkodzeń zmęczeniowych według Palmgrena-Minera: n 1,n 2 - liczby cykli zmian obciążenia w dwóch blokach (poziomach naprężeń) W tej sytuacji można przyjąć jako podstawę prawo rozwoju pęknięcia zmęczeniowego w prostszej postaci. Zamiast uogólnionego prawa opisanego zależnością Parisa, w postaci równania różniczkowego definiującego przyrost pęknięcia dl na cykl obciążenia dn. gdzie: C i m to stałe materiałowe, K dl dn m C ΔK (6.10) zakres zmienności intensywności naprężeń podczas cyklu zmęczeniowego, K = K max K min. użyta może być prostsza w zastosowaniu formuła Frosta i Dugdale a: gdzie: C g l dl dn m C g l (6.11) stała zależna od cech geometrycznych próbki materiałowej, chwilowa głębokość (długość) pęknięcia zmęczeniowego, naprężenie amplitudalne cyklu, 298

299 m wykładnik określany doświadczalnie (dla stali i staliwa stopowego można przyjąć m = 3). Przekształcając powyższe równanie różniczkowe otrzymujemy zależność: 1 dn C l g m l dl (6.12) po scałkowaniu powyższego równania otrzymujemy zależność na główny składnik trwałości zmęczeniowej w postaci: gdzie: l kr l 0 1 N C l m g l ln l kr 0 (6.13) krytyczny wymiar głębokości pęknięcia zmęczeniowego, od którego zaczyna się lawinowy wzrost pęknięcia, aż do całkowitego zniszczenia przekroju elementu maszynowego, początkowy wymiar głębokości pęknięcia (wady materiałowej) inicjującego pękanie zmęczeniowe w strefie ogniska zmęczeniowego. Wymiar początkowy (startowy) pęknięcia (wady materiałowej) l 0 można wiązać z rozmiarem defektu materiału w postaci rysy, pęknięcia technologicznego np. odlewniczego, spawalniczego itp. W przypadku braku wymienionych defektów materiałowych rolę l 0 może spełniać np. wymiar wtrącenia niemetalicznego istniejącego w strefie ogniska zmęczeniowego bezpośrednio na powierzchni materiału lub na niewielkiej głębokości. W niektórych przypadkach rolę pęknięcia początkowego mogą pełnić wżery korozyjne, rysy powstałe w wyniku zużywania się ściernego i inne wady powierzchniowe powstające podczas eksploatacji. Jeżeli pominąć okres inkubacji pęknięcia zmęczeniowego, który zwłaszcza przy dużych naprężeniach amplitudalnych jest bardzo krótki oraz jeśli pominąć okres gwałtownego rozwoju pęknięcia po osiągnięciu w danych warunkach wymiaru krytycznego, to pełna trwałość zmęczeniowa z dużą techniczną dokładnością może być wyrażona jako: N C 1 lkr ln 3 l l0 g (6.14) Zgodnie z powyższą zależnością trwałość zmęczeniowa przy stałości cech geometrycznych jest odwrotnie proporcjonalna do trzeciej potęgi naprężenia amplitudalnego oraz wprost proporcjonalna do logarytmu naturalnego ze stosunku krytycznego rozmiaru pęknięcia do wielkości wad początkowych. Wynika stąd, że przy tym samym obciążeniu większej trwałości zmęczeniowej należy oczekiwać od materiałów o większej odporności na pękanie kruche (większej wartości K IC ) oraz od materiałów pozbawionych znaczących wad materiałowych w strefach krytycznych. 299

300 Ponieważ w realnych warunkach technicznych nie istnieją materiały pozbawione wad strukturalnych, należy dążyć do możliwie wysokiej jakości warstwy wierzchniej elementu maszynowego, a w przypadku istnienia wtrąceń niemetalicznych do ich możliwie dużego ograniczenia i rozdrobnienia. Dotyczy to zwłaszcza elementów uzyskiwanych technologiami odlewniczymi. Dla realizacji celu pracy byłoby najkorzystniej, aby cykl obciążeniowy próbek materiałów na bębny łańcuchowe miał charakter odzerowo-tętniący. Zęby bębnów w warunkach pracy po wyjściu z zazębienia z łańcuchem są całkowicie odciążone. W wybranej metodyce badań jednak nie jest możliwe pełne wypełnienie tego warunku. Niezbędne jest utrzymywanie pewnej minimalnej wartości obciążenia w każdym cyklu z uwagi na zachowanie stabilności układu przyrządu pomiarowego i warunki pracy pulsatora hydraulicznego, który nie dopuszcza stosowania czystego cyklu odzerowo-tętniącego. Wartość minimalnej wielkości obciążenia w cyklu zmęczeniowym została dobrana na drodze doświadczalnej tak, aby zachować stabilność pracy układu obciążającego. Wartość ta była utrzymywana na stałym poziomie w toku badań wszystkich próbek materiałowych, co częściowo zniwelowało problem niedotrzymania warunku cyklu odzerowo-tętniącego Wyniki badań trwałości zmęczeniowej materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe Badania trwałości zmęczeniowej próbek materiałowych pobranych z realnych bębnów łańcuchowych produkcji krajowej i zagranicznej przeprowadzono całkowicie zgodnie z opisaną uprzednio metodyką badań.próbki materiałowe pobrano poprzez wycinanie z bębnów w taki sposób, aby nie wpłynąć na stan strukturalny materiałów. Próbki materiałowe miały postać płytek o przekroju poprzecznym 10 x 30 mm i długości około 150 mm. Metodą prób dobrana została minimalna wielkość obciążenia w cyklu zmęczeniowym w taki sposób, aby zapewnić stabilny charakter pracy stanowiska badawczego. Dobór częstotliwości zmian obciążenia z rozporządzalnego zakresu cykli/min uwarunkowany został zachowaniem stabilności dynamicznej układu obciążającego pulsatora i przyrządu badawczego. Zastosowana została stała częstotliwość zmian obciążenia 5 Hz (300 cykli /min) dla wszystkich badanych skojarzeń próbek materiałowych. Szczególną trudność stanowiło właściwe dobranie maksymalnej siły obciążającej w cyklu zmęczeniowym. Jak stwierdzono uprzednio, wielkość tę dobrano tak, aby zawsze poruszać się w zakresie ograniczonej wytrzymałości zmęczeniowej (zakres ZO na rys. 6.80). Liczbę cykli zmian obciążenia zliczano wykorzystując układy pomiarowo-kontrolne pulsatora hydraulicznego ZD100Pu/A, które zapewniają zliczanie cykli z dokładnością 50 cykli, przy użyciu elektromechanicznego licznika cykli. 300

301 Stosowano zasadę rozpoczęcia zliczania cykli od chwili osiągnięcia przez układ pulsatora pełnego założonego zakresu zmienności siły obciążającej. Miarą trwałości zmęczeniowej próbki materiałowej w opisanej metodyce badań jest liczba cykli zmęczeniowych przeniesiona przez badaną próbkę od chwili zadania pełnego zakresu zmienności siły obciążającej do chwili pełnego przełomu zmęczeniowego badanej próbki. W chwili pełnego przełomu próbki układ obciążający zostaje wyprowadzony z ustalonego zakresu tolerancji obciążenia, co skutkuje automatycznym wyłączeniem całego stanowiska z jednoczesnym zarejestrowaniem osiągniętej liczby cykli zmian obciążenia. Rozpatrując stan naprężeń w przekrojach krytycznych badanych próbek należy wziąć pod uwagę jednocześnie działania zmiennego momentu zginającego i zmiennej w tym samym rytmie siły poprzecznej. Stąd w przekroju krytycznym próbki występuje zmienny złożony stan naprężeń. Normalne w stosunku do przekroju naprężenia od zginania g należy odpowiednio superponować z naprężeniami stycznymi od siły poprzecznej. Można się w tym przypadku posługiwać jedną z wielu hipotez wytężeniowych. W przypadku hipotezy wytężeniowej Hubera-Misesa zastępcze naprężenie zredukowane wyraża się wzorem: red g (6.15) gdzie: g - naprężenia normalne pochodzące od momentu gnącego: M 6PL g 2 W bh (6.16) 2L - odległość między podporami próbki, b - szerokość próbki (b = 30 mm), h - wysokość próbki (h = 10 mm), - uśrednione naprężenia styczne od siły poprzecznej: 2P bh (6.17) Przyjęcie w tym przypadku jako miary wytężenia materiału energii sprężystej odkształcenia postaciowego będącej podstawą hipotezy wytężeniowej Hubera-Misesa wydaje się być najbardziej uzasadnione, gdyż została ona potwierdzona szerokim stosowaniem w praktyce inżynierskiej, zwłaszcza w obliczeniach elementów wykonanych ze stopów Fe. Zbiorcze zestawienie wyników badań trwałości zmęczeniowej materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych przedstawiono w tabeli

302 Lp. Rodzaj materiału (producent bębna łańcuchowego) 1 staliwo stopowe L35GSM 2 staliwo stopowe bęben firmy Halbach-Braun 3 staliwo 35 HNM 4 5 staliwo stopowe bęben firmy JOY staliwo stopowe bęben firmy Ryfama Liczba cykli zmian obciążenia do pełnego przełomu zmęczeniowego próbki materiału średnio: cykli średnio: cykli średnio: cykli średnio: cykli średnio: cykli Tabela 6.11 Charakter przełomu próbki materiałowej kruchy kruchy kruchy kruchy krucho-plastyczny kruchy kruchy kruchy kruchy kruchy kruchy krucho-plastyczny kruchy kruchy Analizując wyniki badań trwałości zmęczeniowej materiałów stosowanych przez różnych producentów do wytwarzania bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych można stwierdzić, że występuje istotne zróżnicowanie stwierdzonej trwałości zmęczeniowej próbek materiałowych badanych w opisanych warunkach. Stwierdza się znaczny rozrzut statystyczny wyników badań, co jest charakterystyczne dla badań własności zmęczeniowych elementów maszynowych. Spośród badanych materiałów najkorzystniejsze własności zmęczeniowe stwierdzono w przypadku materiału pobranego z bębna łańcuchowego firmy JOY, najniższe własności ujawniono dla staliwa stopowego o symbolu 35 HNM. Dla pełniejszego potwierdzenia uzyskanych rezultatów istnieje potrzeba zwiększenia liczności serii próbek materiałowych a takie działanie zamierza się podjąć w dalszym etapie pracy. Badania doświadczalne wykazały, że przyjęta metodyka stanowi efektywny sposób oceny przydatności materiałów na bębny łańcuchowe. Badania te powinny być skorelowane z badaniami odporności na zużycie, należałoby ponadto uzupełnić je badaniami odporności materiałów na kruche pękanie w porównywalnych warunkach. Przeprowadzone próby wstępne wykazały przydatność stanowiska badawczego do wykonania prób materiałowych na kruche pękanie. Własności zmęczeniowe i odporność materiałów odlewanych na kruche pękanie zależą silnie od struktury materiału oraz od ilości i rozkładu wtrąceń niemetalicznych, w tym głównie siarczków, które często występują w stopach żelaza, zwłaszcza odlewanych. 302

303 Dla określenia struktury badanych materiałów wykonano wstępne badania metalograficzne. Rys ilustrują przykładowe obrazy struktury materiałów oraz rozkład wtrąceń niemetalicznych wpływających na własności zmęczeniowe. Rys Obraz mikrostruktury staliwa L35GSM. Widoczne rozproszone siarczkowe wtrącenia niemetaliczne Rys Obraz mikrostruktury staliwa L35HNM. Widoczne granice ziaren, brak wtrąceń niemetalicznych 303

304 Rys Obraz mikrostruktury staliwa GS42CrMo4. Wtrącenia niemetaliczne równomiernie rozłożone Rys Obraz mikrostruktury staliwa 35HNM. Widoczne skupiska licznych wtrąceń niemetalicznych Wykonane badania odporności trwałości zmęczeniowej dla wybranych materiałów wykazały wyraźne zróżnicowanie własności materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przez różnych producentów. 304

305 Podstawową przyczyną zróżnicowania własności zmęczeniowych materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych jest najprawdopodobniej zróżnicowany rozkład wtrąceń niemetalicznych, głównie siarczków. Badania w tym zakresie należy kontynuować, przy jednoczesnej ocenie odporności materiałów na kruche pękanie. Przewiduje się również ew. rozszerzyć badanie na nowe stopy odlewnicze (żeliwo ADI, żeliwo syntetyczne). 305

306 7 Badania wpływu technologii umacniania powierzchni roboczych zębów na trwałość eksploatacyjną bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych 7.1 Badania możliwości wykorzystania materiałów odlewniczych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych, ze szczególnym uwzględnieniem staliwa stopowego i żeliwa ADI Charakterystyka materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe ze szczególnym uwzględnieniem nowych rozwiązań Obecnie najczęściej do produkcji bębnów łańcuchowych górniczych przenośników ścianowych i podścianowych stosuje się odlewy ze staliwa stopowego, niekiedy dodatkowo poddane obróbce cieplnej, najczęściej poprzez hartowanie indukcyjne lub płomieniowe warstwy wierzchniej zębów. Niektórzy producenci proponują bębny wykonane w formie odkuwek prasowanych matrycowo ze stali stopowych. Spośród staliw stopowych stosowanych na elementy o dużej odporności na zużycie ścierne używane są najczęściej gatunki: L35HM i L35GSM. Kute bębny łańcuchowe najczęściej wykonywane są ze stali 36HNM lub jej zagranicznych odpowiedników. Z uwagi na duże wymiary i złożoność konstrukcyjną bębnów łańcuchowych ciężkich przenośników zgrzebłowych najpowszechniej stosowane jest odlewanie bębnów ze staliwa stopowego. Po standardowej wstępnej obróbce odlewów oraz obróbce skrawaniem powierzchni osadczych następuje najczęściej drobna w zasadzie korekta zarysów zębów z wykorzystaniem szablonów, najczęściej w formie ręcznej obróbki elektronarzędziami szlifierskimi. Jak wykazały doświadczenia eksploatacyjne staliwo jako materiał konstrukcyjny na bębny łańcuchowe nie zapewnia spełnienia rosnących wymagań użytkowych. Możliwości jakie pozwala uzyskać stosowanie odlewów staliwnych zdają się być na wyczerpaniu. Stąd też konieczność poszukiwania innych, całkowicie nowatorskich rozwiązań materiałowych. Analiza szeregu danych literaturowych skłania do podjęcia prób z wykorzystaniem zupełnie nowego materiału na odlewy, jakim jest żeliwo sferoidalne ADI. Żeliwo sferoidalne ausferrytyczne ADI (Austempered Ductil Iron) jest materiałem, który powstaje z żeliwa stopowego sferoidalnego po wykonaniu specjalnej obróbki cieplnej w postaci hartowania izotermicznego. W wyniku tego rodzaju obróbki żeliwo uzyskuje szczególne własności w postaci wysokiej granicy plastyczności, przy stosunkowo dobrych własnościach plastycznych, co zapewnia dobrą udarność przy wysokiej twardości. Ten korzystny zestaw własności mechanicznych powoduje, że jest to materiał predystynowany na 306

307 elementy o złożonej konstrukcji narażone na duże obciążenia oraz oddziaływania ścierne i ścierno-korozyjne. Materiałem wyjściowym do wytwarzania żeliwa ADI jest żeliwo sferoidalne najczęściej stopowe, którego produkcja w Polsce jest już dobrze opanowana, zwłaszcza w przemyśle motoryzacyjnym. Własności mechaniczne żeliwa sferoidalnego ADI mieszczą się w następujących przedziałach: - umowne górne granice plastyczności: R e0,2 : MPa, - wytrzymałość na rozciąganie: R m : MPa, - wydłużenie przy rozrywaniu: A 5 : 1 16 %, - twardość: HB: jednostek, - udarność w temperaturze pokojowej: KCU: J/cm2. Własności mechaniczne żeliwa ADI silnie zależą od parametrów obróbki cieplnej, której najbardziej istotnym zabiegiem jest hartowanie z przemianą izotermiczną. Z powodzeniem odlewy z żeliwa sferoidalnego ADI stosowane są już na takie elementy jak lemiesze ciężkich pługów, ogniwa gąsienicowe, zęby koparek, koła łańcuchowe, elementy rozjazdów kolejowych, elementy kruszarek itp. Odlew z żeliwa sferoidalnego po uprzedniej ewentualnej wstępnej obróbce skrawaniem jest poddawany stosunkowo długiemu procesowi austenityzacji w temperaturze C, po którym następuje hartowanie izotermiczne w specjalnie dobranym złożu fluidalnym lub solnym z wytrzymywaniem w temperaturze rzędu C przez okres 1 2 h, a następnie schładzaniu swobodnym do temperatury otoczenia. Opisany zabieg powoduje, że uzyskiwana w ten sposób struktura końcowa składa się z mieszaniny płytkowego ferrytu i austenitu. Struktura ta zwana ausferrytem cechuje się zespołem korzystnych własności mechanicznych. Ausferryt można porównać do swoistego kompozytu, w którym ferryt zapewnia dobrą plastyczność a austenit gwarantuje wysoką wytrzymałość i wysoką twardość pozwalającą uzyskać dobrą odporność na zużycie ścierne, zwłaszcza przy wysokich naciskach stykowych przy współpracy elementów na sucho. Norma europejska zaimplementowana jako norma polska PN-EN-1564 z roku 1997 wyróżnia jedynie cztery gatunki żeliwa ADI różniące się własnościami mechanicznymi (tab. 7.1). Działa w tym przypadku znana prawidłowość tribologiczna, że w skojarzeniu ciernym najkorzystniej jest, gdy materiały podlegające toczeniu na sucho w warunkach dużych nacisków możliwie znacznie różnią się składem chemicznym. Z opisanego względu kute ze stali bębny łańcuchowe jak też bębny odlewane ze staliwa nie są optymalnym z uwagi na współpracę ze stalowymi hartowanymi ogniwami łańcuchowymi. Na ile opisana korzystna cecha żeliwa ADI we współpracy ze stalowymi elementami współpracującymi ujawni się w warunkach eksploatacyjnych będzie można określić po wykonaniu serii odlewów bębnów z żeliwa ADI i ich praktycznym wypróbowaniu w różnych warunkach użytkowania. 307

308 Tabela 7.1 Oznaczenie żeliwa ADI Znak EN-GJS EN-GJS EN-GJS EN-GJS Numer EN-JS-1100 EN-JS-1110 EN-JS-1120 EN-JS-1130 R m min MPa R e0,2 min MPa A 5 min % Twardość HB Również jeśli chodzi o odporność korozyjną są podstawy, aby oczekiwać, iż bębny łańcuchowe wykonane z żeliwa ADI wykażą korzystniejsze własności w obecności kopalnianego środowiska o oddziaływaniach korozyjnych. Żeliwo zwłaszcza szare i sferoidalne jako materiał konstrukcyjny znane jest z wysokiej odporności na korozję w warunkach umiarkowanej intensywności oddziaływań korozyjnych. Jego dobra odporność na korozję w stosunku do stali, zwłaszcza stali hartowanej i o wyższej zawartości węgla bierze się z tego, że na żeliwie dość szybko w warunkach korozyjnych tworzy się bardzo spoista warstwa tlenków zabezpieczając elementy przed dalszym korodowaniem. Stal natomiast zwłaszcza po obróbce cieplnej koroduje w taki sposób, że warstwa tlenków łatwo złuszcza się z powierzchni odsłaniając nowe warstwy łatwo atakowane przez korozję. Stal i staliwo ponadto to materiały bardziej podatne na korozję wżerową i międzykrystaliczną, szczególnie niebezpieczną w przypadku elementów narażonych na obciążenie o charakterze zmęczeniowym. Żeliwo sferoidalne cechuje się bardzo dobrą tłumiennością drgań i hałasów, stąd wynika szybkie wygaszanie obciążeń o charakterze impulsowym i udarowym. Reasumując można stwierdzić, że żeliwo ADI wykazać powinno szereg korzyści użytkowych w zastosowaniu na bębny przenośników zgrzebłowych. Problemem otwartym jest natomiast takie ukształtowanie cech struktury po hartowaniu izotermicznym, aby uzyskać najkorzystniejszy układ własności użytkowych. W szczególności chodzi o odporność na zużycie ścierne przy tarciu suchym w obecności ścierniwa i odporność zmęczeniową. Dane literaturowe w tym względzie są bardzo ubogie, stąd konieczność wykonania badań doświadczalnych odporności na zużycie i zmęczenie różnych wariantów żeliwa ADI. Pozwolą one na wytypowanie najwłaściwszych parametrów obróbki bębnów łańcuchowych z żeliwa ADI. Temu celowi posłuży zestaw badań doświadczalnych odporności na zużycie ścierne i zmęczenie żeliwa ADI o różnych parametrach obróbki. Badania te są przedmiotem niniejszego etapu pracy Badania odporności na zużycie ścierne żeliwa ADI Dokładny opis stanowiska badawczego i przyjętej metodyki badawczej zawarto w rozdziale 6. Warunki badań były identyczne z tymi przeprowadzonymi w zadaniu 6. Najważniejsze parametry tych badań zestawiono w tabeli

309 Zestawienie rozpatrywanych w pracy materiałów i zestawienie oznaczeń przedstawiono w tabeli 7.3. W przypadku próbek z grupy materiałów tradycyjnych, czyli stali i staliw, rozpatrywano następujące gatunki: stal 36HMN, staliwa L35HM i L35GSM. Skład chemiczny próbek stalowych i staliwnych oraz warunki wytwarzania zostały przedstawione w rozdziale 6. Warunki obróbki cieplnej tych próbek zestawiono w tabeli 7.4. Tabela 7.2 Naprężenie ściskające σ, MPa 0,031 0,062 0,094 0,125 Prędkość obwodowa v, m/s 0,29 Czas badań 8x10 min Grupy materiałowe Stale Staliwa Symbole próbek 36HMN L35HM L35GSM Żeliwa ADI hartowane izotermicznie w złożach fluidalnych ADI FL 320 ADI FL 400 Tabela 7.3 Żeliwa ADI hartowane izotermicznie w solach ADI A ADI B ADI C ADI CU A ADI CU B ADI CU C Tabela 7.4 Austenityzacja (piec komorowy) Hartowanie Odpuszczanie niskie Temperatura, ⁰C Czas, min Próbki z żeliwa ADI hartowane izotermicznie w piecu fluidalnym ADI FL 320, ADI FL 400 zostały odlane w Instytucie Odlewnictwa w Krakowie w Zakładzie Stopów Żelaza w postaci łopatek do oczyszczarki śrutowej. Wykonano je w formach ceramicznych studzonych na powietrzu po procesie zalewania. Odlewy o składzie chemicznym przedstawionym w tabeli 7.5, oczyszczono za pomocą piaskowania i po odcięciu układów wlewowych przekazano do obróbki cieplnej. Tabela 7.5 Skład chemiczny,% C Si Mn P S Ni Mg Cu Mo 3,40 2,80 0,28 0,035 0,015 0,02 0,055 0,72 0,27 Obróbka cieplna próbek hartowanych w piecu fluidalnym została zrealizowana z wykorzystaniem pieca komorowego AK900 oraz złoża fluidalnego na bazie SiC o wielkości ziarna ok.100µm. Parametry obróbki cieplnej przedstawiono w tabeli 7.6 oraz schematycznie na rysunku

310 Tabela 7.6 Austenityzacja (piec komorowy) Hartowanie izotermiczne (złoże fluidalne) Temperatura, ⁰C 900 ADI FL (Tpi 1) ADI FL (Tpi 3) Czas, min 150 (pkt.1-2) 90 (pkt. E) Rys. 7.1 Próbki z żeliwa ADI hartowane izotermicznie w solach zostały również odlane w Instytucie Odlewnictwa w Krakowie w Zakładzie Stopów Żelaza w postaci wałka Ø60 x 450 mm (z tych odlewów wykonano próbki Ø55/45x 10 i 6 mm), klinów Y typ II o wymiarach 25 x40 x150 mm, z których wykonano próbki do badań struktury i własności mechanicznych po obróbce cieplnej. W celu zrealizowania założonych celów badań, założono przeprowadzenie badań na żeliwach o dwóch różniących się skalach chemicznych. Skład chemiczny I wytopu zestawiono w tabeli 7.7. Na jej podstawie można stwierdzić, że dominującym składnikiem, oprócz pierwiastków typowych tj.: węgiel, krzem mangan i nikiel, jest molibden. Pierwiastek ten został wprowadzony celem uzyskania wysokich właściwości ściernych. W zależności od temperatury hartowania izotermicznego uzyskano 3 warianty próbek oznaczone jako: ADI A, ADI B i ADI C W przypadku II wytopu, postanowiono jako cechę główną uznać plastyczność, i w tym celu zastąpiono molibden miedzią. Skład chemiczny II wytopu przedstawiono w tabeli 7.8. Procesy obróbki cieplnej wykonano w piecu Multitherm N41/M firmy NABERTHERM (Niemcy). Operacje wychładzania izotermicznego przeprowadzono w piecu elektrycznym wannowym typu PEW 2, w kąpieli solnej (mieszanina azotanu potasu i azotynu sodu). Parametry obróbki cieplnej przedstawiono w tabeli 7.9, natomiast zmierzone wartości twardości w tabeli Analizując wyniki zestawione w tabeli 7.10 i odnosząc je do normy PN-EN 1564 /luty 2000 Żeliwo sferoidalne hartowane z przemianą izotermiczną można stwierdzić, że 310

311 uzyskane wartości twardości pozwalają wstępnie zaklasyfikować materiał detali po obróbce cieplnej do trzech gatunków żeliwa: - cykl A zapewnił otrzymanie żeliwa gatunku EN-GJS-800-8, - cykl B zapewnił otrzymanie żeliwa gatunku EN-GJS , - cykl C zapewnił otrzymanie żeliwa gatunku EN-GJS Tabela 7.7 Skład chemiczny,% C Si Mn P S Mg Ni Mo 3,85 2,90 0,61 0,050 0,010 0,08 1,50 0,47 Tabela 7.8 Skład chemiczny,% C Si Mn P S Ni Mg Cu 3,6 2,45 0,32 0,035 0,04 1,9 0,065 0,93 Austenityzacja Temperatura, ⁰C 900 Tabela 7.9 Hartowanie izotermiczne (złoże fluidalne) ADI A 370 ADI B 320 ADI C 270 ADI CU A 375 ADI CU B 330 ADI CU C 270 Czas, min Tabela 7.10 Wariant obróbki Pomiar Wartość średnia ADI A HRC ADI B HRC ADI C HRC ADI CU A ADI CU B ADI CU C Badania wytrzymałości na rozciąganie, udarności wykonano w Laboratorium Badań Struktury i Właściwości Instytutu Odlewnictwa (wyniki zestawiono w tab. 7.11). Wykonano również badania mikrostruktury w stanie lanym i po obróbce cieplnej. Mikrostruktura żeliwa w stanie lanym składała się z wydzieleń grafitu w 100% w postaci kulkowej, osnowa metalowa zawierała około 80% perlitu o średniej dyspersji 0,5 m. Struktura osnowy metalowej żeliwa po obróbce cieplnej była ausferytyczna z niedużymi wtrąceniami martenzytu (ok. 2%) w przypadku wariantu obróbki A i B. 311

312 Oznaczenie Własności mechaniczne. próbek. Rm, MPa A5, % kv, J HRC ADI A 872 6,4 8,0 28 ADI B ,3 6,8 38 ADI C ,6 6,0 44 ADI CU A ADI CU B ADI CU C Tabela 7.11 W tablicy 7.12 przedstawiono uzyskane w ramach prac doświadczalnych wyznaczone wyniki całkowitego ubytku masy dla rozpatrywanych materiałów. Na rysunkach 7.2 i 7.3 przedstawiono przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,063 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i z żeliwa ADI obrabianego w złożu fluidalnym, (próbki ADI FL 320 i ADI FL 400). Na rysunkach przedstawiono przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,063 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i z żeliwa ADI obrabianego w solach z zawartością molibdenu, (próbki ADI A, ADI B i ADI C). Na rysunkach przedstawiono przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,063 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i z żeliwa ADI obrabianego w solach z zawartością miedzi, (próbki ADI CU A, ADI CU B i ADI CU C). Naprężenie ściskające N=0,063 MPa Tabela 7.12 Czas próby ADI A ADI B ADI C ADI CU A ADI CU B ADI CU C 10 0,0255 0,0320 0,0820 0,0900 0,0605 0, ,0610 0,0950 0,1340 0,1435 0,1240 0, ,1035 0,1475 0,1725 0,2345 0,1620 0, ,1470 0,1920 0,2220 0,2740 0,2350 0, ,1790 0,2432 0,2824 0,3562 0,2877 0, ,2162 0,2931 0,3359 0,4254 0,3449 0, ,2534 0,3431 0,3893 0,4947 0,4020 0, ,2906 0,3930 0,4428 0,5639 0,4592 0,2407 ADI FL 320 ADI FL 400 L35HM L35GSM 36HMN 10 0,0395 0,1300 0,2070 0,0665 0, ,1260 0,1795 0,3325 0,1250 0, ,2235 0,3555 0,5315 0,2045 0, ,3115 0,4545 0,6070 0,2525 0, ,3822 0,5630 0,7971 0,3000 0, ,4770 0,6670 0,9510 0,3500 0, ,5470 0,7700 1,1048 0,4010 0, ,6100 0,9100 1,2587 0,4580 0,

313 Tabela 7.12 c.d. Naprężenie ściskające N=0,094 MPa Czas próby ADI A ADI B ADI C ADI CU A ADI CU B ADI CU C 10 0,0410 0,0420 0,0765 0,0610 0,0775 0, ,0740 0,0715 0,1315 0,1180 0,1005 0, ,1255 0,1075 0,2015 0,1790 0,1320 0, ,1610 0,1790 0,2320 0,2485 0,1820 0, ,2023 0,2070 0,3050 0,3058 0,2240 0, ,2429 0,2494 0,3639 0,3673 0,2658 0, ,2836 0,2917 0,4228 0,4288 0,3077 0, ,3242 0,3341 0,4817 0,4903 0,3495 0,3484 ADI FL 320 ADI FL 400 L35HM L35GSM 36HMN 10 0,0470 0,1055 0,2650 0,0905 0, ,1045 0,2385 0,4210 0,1870 0, ,1760 0,3425 0,5185 0,2590 0, ,2565 0,4510 0,5965 0,3250 0, ,3094 0,5692 0,7941 0,4178 0, ,3736 0,6831 0,9388 0,4997 0, ,4378 0,7970 1,0834 0,5815 0, ,5020 0,9109 1,2281 0,6634 0,5917 Naprężenie ściskające N=0,125 MPa Czas próby ADI A ADI B ADI C ADI CU A ADI CU B ADI CU C 10 0,0515 0,0405 0,0505 0,0990 0,0495 0, ,0955 0,0705 0,1385 0,2270 0,0970 0, ,1250 0,1120 0,2345 0,3175 0,1700 0, ,1690 0,1560 0,2452 0,3830 0,2260 0, ,2116 0,1908 0,3360 0,5006 0,2802 0, ,2628 0,2292 0,4035 0,5991 0,3375 0, ,2939 0,2875 0,4909 0,6975 0,3947 0, ,3351 0,3059 0,5383 0,7960 0,4520 0,3346 L35HM L35GSM 36HMN 10 0,2510 0,2480 0, ,4145 0,4145 0, ,5275 0,5275 0, ,6130 0,6130 0, ,8120 0,8122 0, ,9322 0,9628 0, ,1125 1,0134 0, ,2627 1,2639 0,5800 Na podstawie uzyskanych wyników badań zużycia z zastosowaniem dodatkowego ścierniwa stwierdzono: - wraz ze zwiększeniem czasu próby obserwuje się monotoniczny wzrost ubytku masy, - największymi wartościami ubytku masy w grupie stali i staliw charakteryzuje się staliwo L35HM, natomiast najmniejszymi stal 36HMN, - najmniejszymi wartościami ubytku masy w grupie żeliw z dodatkiem molibdenu charakteryzuje się żeliwo oznaczone symbolem ADI A, które to żeliwo było obrobione 313

314 cieplnie w solach w temperaturze 370 C, największymi natomiast żeliwo oznaczone symbolem ADI C; bardzo zbliżone do wyników ubytku masy próbki ADI A były wyniki uzyskane dla próbki ADI C, w obu przypadkach oprócz ausferrytu występował w niewielkiej ilości martenzyt, Rys. 7.2 Przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,063 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i żeliwa ADI obrabianego w złożu fluidalnym Rys. 7.3 Przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,094 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i żeliwa ADI obrabianego w złożu fluidalnym, 314

315 Rys. 7.4 Przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,063 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i żeliwa ADI obrabianego w solach z zawartością molibdenu, Rys. 7.5 Przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,094 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i żeliwa ADI obrabianego w solach z zawartością molibdenu 315

316 Rys. 7.6 Przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,125 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i żeliwa ADI obrabianego w solach z zawartością molibdenu Rys. 7.7 Przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,063 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i żeliwa ADI obrabianego w solach z zawartością miedzi 316

317 Rys. 7.8 Przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,094 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i żeliwa ADI obrabianego w solach z zawartością miedzi Rys. 7.9 Przebiegi wartości ubytku masy uzyskane przy obciążeniu N=0,125 MPa w funkcji czasu dla próbek stalowych, staliwnych i żeliwa ADI obrabianego w solach z zawartością miedzi 317

318 - w grupie żeliw z dodatkiem molibdenu wraz ze zwiększeniem obciążenia wzrasta mierzony ubytek masy (za wyjątkiem próbki ADI B, gdzie zauważono odwrotną tendencję) - żeliwa z dodatkiem molibdenu wykazały się korzystniejszymi właściwościami zużyciowym w porównaniu z rozpatrywanymi stalami i staliwami w stanie zahartowanym i odpuszczonym nisko, - w grupie żeliw z dodatkiem miedzi (zarówno obrabianych cieplnie w złożu fluidalnym jak też w solach) wraz ze zwiększeniem obciążenia wzrasta mierzony ubytek masy, - najmniejszymi wartościami ubytku masy w grupie żeliw hartowanych izotermicznie w złożu fluidalnym z dodatkiem miedzi charakteryzuje się żeliwo oznaczone symbolem ADI FL 320, które to żeliwo było obrobione cieplnie w solach w temperaturze 320 C, największymi natomiast żeliwo oznaczone symbolem ADI FL 400, - żeliwo hartowane izotermicznie w złożu fluidalnym z dodatkiem miedzi o symbolu ADI FL 320 wykazało się porównywalnymi właściwościami zużyciowym w stosunku do stali i staliw w stanie zahartowanym i odpuszczonym nisko, - najmniejszymi wartościami ubytku masy w grupie żeliw hartowanych izotermicznie w solach z dodatkiem miedzi charakteryzuje się żeliwo oznaczone symbolem ADI CU C, które to żeliwo było obrobione cieplnie w solach w temperaturze 270 C, największymi natomiast żeliwo oznaczone symbolem ADI CU A, obrabiane cieplnie w temperaturze 375 C, - żeliwa hartowane izotermicznie w solach z dodatkiem miedzi wykazały się korzystniejszymi (poza wariantem ADI CU C) właściwościami zużyciowym w stosunku do stali i staliw w stanie zahartowanym i odpuszczonym nisko. Na podstawie powyższych spostrzeżeń o charakterze szczegółowym można sformułować wniosek o charakterze ogólnym: uzyskanie wyższej odporności na zużycie żeliw typu ADI w porównaniu ze stalami i staliwami w stanie zahartowanym i odpuszczonym nisko, przy jednoczesnym zachowaniu właściwości plastycznych na odpowiednim poziomie, możliwe jest w przypadku użycia żeliwa sferoidalnego zawierającego miedź i poddanego hartowaniu izotermicznym w temperaturze zawierającej się w przedziale od 270 C do 320 C Badanie własności zmęczeniowych nowych materiałów przeznaczonych na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych Jak stwierdzono w poprzednich rozdziałach pracy materiałem predystynowanym do zastosowania na bębny łańcuchowe górniczych przenośników zgrzebłowych jest żeliwo ADI. Dla potrzeb ustalenia najkorzystniejszych parametrów obróbki żeliwa sferoidalnego przekształcanego w toku hartowania izotermicznego w żeliwo ADI przeprowadzono badania zmęczeniowe próbek materiałowych wykonanych w trzech wariantach obróbki cieplnej nazwane dalej wariantami A, B i C. Szczegółowe charakterystyki materiału próbek opisane zostały w poprzednim rozdziale dotyczącym badaniu odporności na zużycie ścierne. 318

319 Przed przystąpieniem do zasadniczych badań zmęczeniowych przeprowadzono próby niszczące statycznego złamania na próbkach identycznych z próbkami zmęczeniowymi. Podstawowym celem prób statycznego złamania próbek było ustalenie prawidłowego zakresu zmienności siły obciążającej w zasadniczych badaniach zmęczeniowych. Wartość naprężeń niszczących uzyskanych w próbie statycznego złamania można traktować jako punkt wyjścia wykresu Wöhlera dla ograniczonej trwałości zmęczeniowej. Naprężenie niszczące w próbie statycznego złamania można traktować jako naprężenie zmienne odpowiadające ¼ cyklu obciążenia. Próby zmęczeniowe wykonane zostały na próbkach prostopadłościennych bez karbu i z naniesionym karbem głębokości 0,5 mm na całej szerokości próbek. Wyniki prób statycznych zestawiono w tabelach 7.13 i Tabela 7.13 Wyniki prób złamania próbek z żeliwa ADI, seria I (próbki o przekroju prostokątnym 20x40 mm, L = 90 mm) Strzałka ugięcia w chwili Wariant obróbki żeliwa Siła niszcząca próbkę, kn pełnego przełomu próbki, ADI mm Próbki bez karbu Próbki z karbem A B C A B C ,8 5,8 5,4 3,0 2,8 2,5 Jak wynika z tabeli 7.13 wprowadzenie karbu zdecydowanie obniżyło wartość siły niszczącej próbki. Zmniejszyła się również strzałka ugięcia próbki, przy której następuje przełom statyczny próbek z karbem. Tabela 7.14 Wyniki prób złamania próbek z żeliwa ADI, seria II (próbki o przekroju kwadratowym 10x10, L = 45 mm) Wariant obróbki Strzałka ugięcia przy Siła niszcząca próbkę, kn próbki złamaniu, mm Uwagi CU A CU B CU C 26,8 29,1 36,0 2,5 2,0 1,5 przełom kruchy przełom kruchy przełom kruchy, widoczna wada odlewnicza w strefie osi obojętnej Wszystkie przełomy statyczne próbek miały charakter kruchy, bez widocznych odkształceń plastycznych na powierzchni przełomów. Sposób obciążenia próbek materiałowych, oprzyrządowanie oraz metodę pomiarów opisano szczegółowo w poprzednim rozdziale pracy. Dla badań zmęczeniowych ustalono metodą prób minimalną siłę cyklu zmęczeniowego P min = 40 kn dla próbek serii I i P min = 13 kn dla serii II. 319

320 próbki z karbem próbki bez karbu Wszystkie badania zmęczeniowe wykonane zostały przy częstotliwości obciążenia 270 cykli/min (4,5 Hz). Temperatura otoczenia podczas badań mieściła się w zakresie C, zaś wilgotność względna powietrza średnio 70% i Wyniki badań trwałości zmęczeniowej próbek z żeliwa ADI zestawiono w tabelach Tabela 7.15 Wyniki badań trwałości zmęczeniowej próbek z żeliwa ADI, seria I (próbki prostopadłościenne 20x40 mm, L = 90 mm) Wariant obróbki materiału Maksymalna siła cyklu, kn Liczba cykli do pęknięcia Średnia liczba cykli A B C A 1 2 B 1 2 C Tabela 7.16 Wyniki badań trwałości zmęczeniowej próbek z żeliwa ADI CU (z dodatkiem miedzi), seria II (próbki o przekroju kwadratowym 10x10 mm, L = 45 mm) Wariant obróbki materiału Maksymalna siła cyklu, kn Liczba cykli do pęknięcia Średnia liczba cykli A 1 24, ,0 24, B 1 24, , C ,0 24,0 24, Wszystkie przełomy zmęczeniowe próbek z żeliwa ADI wykazują zdecydowanie charakter kruchy, drobnoziarnisty, bez widocznych odkształceń plastycznych na powierzchni przełomów. Na niektórych powierzchniach uwidoczniły się wady odlewnicze w postaci drobnych pęcherzy gazowych i wtrąceń niemetalicznych. Porównując uzyskane wyniki badań zmęczeniowych można stwierdzić, że najkorzystniejszym wariantem obróbki z punktu 320

321 widzenia trwałości zmęczeniowej jest wariant obróbczy C, zaś warianty A i B mają własności zbliżone. Należy jednak zaznaczyć, że różnice między poszczególnymi wariantami nie są wyraźnie znaczące, jeśli przyjąć za danymi literaturowymi, że nachylenie krzywej Wöhlera dla stopów Fe jest tego rodzaju, że średnio dwukrotnej zmianie liczby cykli do pęknięcia zmęczeniowego odpowiada zmiana wartości niszczących naprężeń amplitudalnych o wielkości tylko 8 13%. Pozwala to na stwierdzenie, że badane warianty obróbcze są w zasadzie zbliżone co do własności zmęczeniowych i wówczas wybór może być dokonywany w oparciu o inne kryteria własności użytkowych. 7.2 Analiza teoretyczna i doświadczalne badania wpływu technologii umacniania warstwy wierzchniej zębów na własnosci użytkowe bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych W krajowym i zagranicznym przemyśle ciężkim cięgnowe układy złożone z łańcuchów ogniwowych i bębnów łańcuchowych są stosowane w podstawowych maszynach, takich jak kombajny chodnikowe, przenośniki zgrzebłowe, strugi oraz wykorzystuje się je również w szeregu urządzeń pomocniczych, np. w ręcznych lub mechanicznych wciągarkach łańcuchowych. Wymagania stawiane maszynom i urządzeniom górniczym pod względem wydajności oraz trwałości są coraz wyższe, gdyż wzrasta zapotrzebowanie na poprawę efektywności i rytmiczności produkcji. Intensyfikacja wydobycia przede wszystkim węgla kamiennego powoduje zwiększenie mocy jednostkowej urządzeń oraz wymaga od bębnów łańcuchowych i cięgien łańcuchowych przenoszenia coraz większych obciążeń. Podczas eksploatacji maszyn w trudnych warunkach eksploatacyjnych dochodzi do częstych awarii elementów napędowych cięgnowych systemów transportowych i postojów wpływających na zakłócenia w całym procesie produkcyjnym. Uszkodzenia zmęczeniowe i tribologiczne elementów układów cięgnowych stanowią najczęstszą przyczynę postojów przenośników transportowych, co przy obecnej intensyfikacji produkcji przynosi znaczące straty finansowe dla zakładu. Niektóre awarie przenośników zgrzebłowych mają gwałtowny przebieg stwarzając zagrożenie życia i zdrowia załogi. Szczególnie silnie występuje to w przypadku zmęczeniowych zerwań łańcuchów i pęknięć zębów bębnów łańcuchowych. Minimalizacja częstości występowania powyżej opisanych czynników można osiągnąć między innymi na drodze kształtowania właściwości eksploatacyjnych warstwy wierzchniej materiału stosowanego na bębny łańcuchowe. Jednym z materiałów, który może być użyte do wytwarzania elementów cięgnowych urządzeń transportowych, a jednocześnie posiada właściwości warstwy wierzchniej predysponujące do pracy w trudnych warunkach eksploatacyjnych, może być tzw. żeliwo typu ADI. 321

322 Żeliwo sferoidalne ausferrytyczną (Austempered Ductile Iron) jest materiałem konstrukcyjnym pozyskiwanym w wyniku obróbki cieplnej odlewów z żeliwa sferoidalnego. Obróbka ta kształtuje osnowę żeliwa w taki sposób, aby powstała specyficzna mieszanina faz składająca się z płytkowego ferrytu i austenitu - ausferryt. Ta właśnie mieszanina zapewnia dobre połączenie własności wytrzymałościowych z plastycznymi, wysoką odporność na zużycie, odpowiednią twardość, etc., zapewniające możliwość zastępowania żeliwem staliwa bądź stali. Żeliwo sferoidalne ausferrytyczne jest klasyfikowane wg normy europejskiej i amerykańskiej. Właściwości tego materiału, zależne od parametrów obróbki cieplnej, zapewniają możliwość zmiany konfiguracji interesujących odbiorcę właściwości. Może być to połączenie wysokich własności wytrzymałościowych i wysokiej twardości, wysokiej granicy plastyczności i wysokiego wydłużenia, odpowiednich właściwości udarowych i plastyczności. Liczbę możliwych kombinacji wspomnianych wyżej właściwości obrazuje rysunek 2.1. Rys Wykres zależności wytrzymałości na rozciąganie od wydłużenia żeliwa sferoidalnego ausferrytycznego 322

323 W tym miejscu nasuwa się pytanie o przyczyny tak unikalnych właściwości żeliwa ADI. Badania ostatnich lat przedstawiają związek właściwości ADI z zawartością w jego mikrostrukturze austenitu, a w szczególności austenitu metastabilnego. Austenit ten w wyniku zewnętrznych oddziaływań mechanicznych, np. kulowania czy rozciągania, umacnia się w wyniku przemiany martenzytycznej (efekt TRIP Transformation Induced Plastysity). Cecha ta jest często traktowana jako niekorzystna ze względu na choćby niszczenie narzędzi skrawających, ale niezwykle przydatna w konstrukcjach silnie obciążonych. Tworzenie martenzytu, jako fazy twardej, może skutecznie zwiększać odporność elementów na zużycie ścierne bądź przez tarcie. Jednak problemem pozostaje dobór odpowiednich parametrów obróbki cieplnej aby udział austenitu metastabilnego był dostosowany do przeznaczenia danej konstrukcji. Ogólnie można stwierdzić, że odkształcenie warstwy wierzchniej elementów maszyn, wywołujące ich umocnienie zgniotowe może być korzystnym efektem występującym podczas wytwarzania. Uzyskany w ten sposób przyrost mikrotwardości i wytrzymałości doraźnej przyczynić się może do znacznego polepszenia właściwości użytkowych i trwałości bębnów łańcuchowych systemów cięgnowych stosowanych w transporcie kopalnianym. Uzyskanie wysokich parametrów użytkowych przez żeliwa ADI, jak już wspomniano, zależy od kombinacji parametrów technologicznych W przypadku żeliwa ADI powstaje naturalne dążenie do wykorzystania cechy umacniania się materiału pod wpływem obciążenia już na etapie początkowym eksploatacji elementów napędowych cięgnowych systemów transportowych. Efekt ten będzie można uzyskać poprzez kontrolowaną eksploatację bębnów łańcuchowych, możliwe jest także odpowiednie ukształtowanie warstwy wierzchniej już na etapie końcowego wytworzenia bębnów. Powinno to doprowadzić do powstania elementów o już wstępnie ukształtowanej charakterystyce materiałowej predysponującej do pracy w trudnych warunków eksploatacji. W warunkach pracy bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych można oczekiwać, że zużywająca się ściernie warstwa wierzchnia zębów będzie odsłaniać warstwy podpowierzchniowe, które następnie będą umocnione poprzez odkształcenie plastyczne wywołane zgniotem hamując skutecznie procesy zużycia ściernego. Dodatkowym czynnikiem korzystnym jest to, że żeliwo w stosunku do stali, z której wykonane są ogniwa łańcuchowe ma niższe powinowactwo chemiczne, co sprzyja zwiększeniu odporności na procesy adhezyjnego szczepiania opisane w pierwszym etapie pracy. Uwzględniając tendencje do przemiany metastabilnego austenitu w martenzyt, celowym wydaje się przeprowadzenie zabiegów obróbki powierzchniowej prowadzących do wytworzenia warstwy umocnionej. Niezmiernie istotnym faktem jest, że ta obróbka powierzchniowa może także umożliwić wprowadzenie dodatkowych naprężeń ściskających u podstawy części uzębionych bębnów łańcuchowych oraz zmniejszenie chropowatości 323

324 powierzchni, które to czynniki poprawiają wytrzymałość zmęczeniową zębów bębnów łańcuchowych. Rys Różnica ubytku masy dla stali 36HMN oraz żeliwa ADI A w funkcji czasu próby. Rys Różnica ubytku masy dla stali 36HMN oraz żeliwa ADI FL 320 w funkcji czasu próby. Potwierdzeniem koncepcji odpowiedniego ukonstytuowania się warstwy wierzchniej elementów wytworzonych z żeliwa ADI pod wpływem obciążenia są, przedstawione w punkcie 7.1 pracy, wyniki badań odporności na zużycie materiałów stosowanych na bębny łańcuchowe. Szczególnie można to zauważyć analizując różnicę ubytku masy wyznaczonego 324

325 dla stali 36HMN oraz żeliw: ADI FL 320 (rys. 7.11), ADI A (rys. 7.12) i ADI CU C (rys. 7.13) dla różnych wartości obciążenia. Wymienione materiały w swych grupach wariantowych charakteryzowały się największą odpornością na zużycie. Rys Różnica ubytku masy dla stali 36HMN oraz żeliwa ADI CU C w funkcji czasu próby. 7.3 Opracowanie wytycznych stosowania technologii umacniających dla bębnów łańcuchowych w celu polepszenia ich trwałości eksploatacyjnej W tej części pracy rozpatrzono takie możliwości polepszenia odporności na oddziaływanie eksploatacyjne, które pozwalają na uzyskiwanie znacznych efektów technicznych przy uwzględnieniu kryteriów kosztów i możliwości technicznych realizacji w obecnych warunkach przemysłu maszyn górniczych. Analizie poddane zostały następujące możliwości osiągnięcia poprawy własności użytkowych bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych: - możliwości zastosowania odpowiednich alternatywnych materiałów, w tym całkowicie nowych, - możliwości wykorzystania zmian konstrukcyjnych zwłaszcza w strefie bezpośredniego kontaktu zębów bębnów łańcuchowych, ogniw łańcucha i zgrzebeł, - możliwości w zakresie wykorzystania technologii wytwarzania i technologii umacniających, zwłaszcza poprzez umocnienie warstwy wierzchniej zębów bębnów łańcuchowych, - możliwości poprawy osiągane poprzez odpowiednie użytkowanie w toku eksploatacji przenośników. 325

326 7.3.1 Wytyczne poprawy własności użytkowych bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych poprzez zastosowanie nowych rozwiązań materiałowych Obecnie podstawową technologią wytwarzania bębnów łańcuchowych górniczych przenośników zgrzebłowych jest stosowanie technik odlewniczych. Najczęściej wykorzystywane jest staliwo stopowe, które po odlewaniu poddaje się niekiedy obróbce cieplnej, najczęściej hartowaniu powierzchniowemu. Stosowane technologie umacniające zębów bębnów łańcuchowych to powierzchniowe hartowanie płomieniowe lub hartowanie prądami wysokiej częstotliwości. Poszukując nowych, alternatywnych materiałów należy zwrócić uwagę na odporność zużyciową nie tylko umocnionej warstwy wierzchniej, ale zachowaniu korzystnych własności materiałów w całej objętości materiału. W praktyce eksploatacyjnej często dochodzi do sytuacji, że po zużyciu ściernym i ścierno-korozyjnym warstwy powierzchniowo umocnionej następuje gwałtowny wzrost intensywności zużycia zębów bębnów łańcuchowych prowadzący do awarii przenośników. W przypadku hartowania powierzchniowego występuje często efekt działania karbu strukturalnego (w strefie przejścia warstwy zahartowanej w rdzeń materiału), który to karb strukturalny sprzyja pękaniu zmęczeniowemu. Przy wyborze materiału na bębny łańcuchowe należy mieć na uwadze odporność na zużycie ścierne, własności zmęczeniowe i odporność na kruche pękanie. Stosowane do tej pory odlewnicze stopy żelaza, można uszeregować wg malejącej odporności na zużycie następująco: żeliwo białe z podwyższoną zawartością chromu, żeliwo białe martenzytyczne ze średnią zawartością dodatków stopowych, żeliwo białe podeutektyczne, żeliwo martenzytyczne o średniej i dużej zawartości węgla, staliwo austenityczne manganowe, niskostopowe staliwo perlityczne i staliwo niskowęglowe. Najwyższą odpornością na ścieranie charakteryzują się gatunki żeliwa z dużą zawartością chromu i najczęściej z dodatkiem molibdenu. Żeliwo z tej grupy jest wykorzystywane w urządzeniach do przeróbki rud i minerałów, mieszarkach, pompach dla górnictwa i urządzeniach sortujących materiały mineralne oraz w oczyszczarkach strumieniowych. W ostatnich latach obserwuje się rozwój inżynierii materiałowej w zakresie opracowywania materiałów trudnościeralnych. Analizując tę tendencję, do materiałów, które można by zastosować do produkcji bębnów łańcuchowych, oprócz staliw (w tym staliw Hadfielda) i żeliw stopowych należą: - żeliwo ADI, - stale i staliwa z zawartością boru wpływającego na rozdrobnienie ziaren. Żeliwo ADI (ang. Austempered Ductile Iron), otrzymuje się w wyniku hartowania izotermicznego żeliwa z grafitem kulkowym, często z dodatkiem niewielkiej ilości Ni, Mo lub Cu, dodanych w celu polepszenia hartowności. Hartowanie izotermiczne przeprowadza się 326

327 zwykle w temperaturze z zakresu C, dzięki czemu otrzymuje się ausferrytyczną strukturę osnowy stopu odlewniczego. Temperatura i czas hartowania izotermicznego wpływają na własności mechaniczne żeliwa ADI, którego wytrzymałość Rm może osiągać 1600 MPa i więcej przy wydłużeniu A5 do 1%, zaś przy Rm = 800 MPa wydłużenie jest odpowiednio większe i dochodzi do 10%. W zależności od temperatury i czasu procesu hartowania z przemianą izotermiczną otrzymuje się różne proporcje między ferrytem bainitycznym a austenitem, czego rezultatem jest znaczna rozpiętość własności wytrzymałościowych i plastycznych. Żeliwo ADI cechuje się połączeniem wysokiej wytrzymałości na rozciąganie i odporności na ścieranie z bardzo dobrą plastycznością. Dodatkową korzyścią z zastosowania żeliwa ADI w miejsce staliwa jest uzyskanie w ten sposób zwiększenia zróżnicowania składu chemicznego materiału bębna w stosunku so materiału łańcuchów. Uzyskuje się przez to zmniejszenie tendencji do tworzenia się sczepień adhezyjnych w strefie największych nacisków. Plastyczność żeliwa ADI spowodowana jest brakiem fazy węglikowej w strukturze, której powstaniu zapobiega podwyższona zawartość krzemu. Wysoka odporność na zużycie ścierne żeliwa ADI wynika z obecności w jego strukturze austenitu metastabilnego i przemiany martenzytycznej, zachodzącej podczas tarcia w warunkach skoncentrowanego kontaktu z elementami współpracującymi. Przemiana ta będzie zachodziła jednak jedynie w niektórych obszarach austenitu obecnego w osnowie ADI, głównie w austenicie metastabilnym. Stale z dodatkiem boru zostały opracowane w Szwecji pod koniec lat siedemdziesiątych. Obecnie są stosowane na elementy robocze maszyn rolniczych. Głównym mikrododatkiem stopowym stali borowej jest bor w ilości 0,002-0,004%. W tym zakresie bor rozpuszcza się w austenicie powodując przesunięcie krzywych CTP w taki sposób, że już przy zwykłym hartowaniu można otrzymać strukturę bainitu, o znacznie rozdrobnionych ziarnach. Bainit w stosunku do martenzytu posiada wyższe właściwości mechaniczne, wyższą odporność na ścieranie, znacznie lepsze własności plastyczne. Udarność bainitu, o twardości HRC jest zwykle wyraźnie wyższa w stosunku do martenzytu odpuszczonego o tej samej twardości. Stale z dodatkiem boru o strukturze bainitu na ogół nie podlegają odpuszczaniu. Stosuje się tylko ewentualnie odprężanie w temperaturach C. Przy doborze materiału na bębny łańcuchowe przenośników zgrzebłowych istotny jest aspekt kosztowy. W tym zakresie żeliwa ADI mogą być konkurencyjne w porównaniu ze staliwami i stalami stopowymi. Oprócz wspomnianych innowacyjnych materiałów należy rozważyć możliwości jakie pozwalają uzyskać znane już wcześniej staliwa stopowe, zwłaszcza staliwa wysokomanganowe poddane odpowiednio dobranej obróbce cieplnej. W szczególności na uwagę zasługują gatunki staliw: L120G13H i L120G13T o zawartości manganu 12 14% i zawartości węgla spełniającej warunek Mn/C 9. Stopy 327

328 wysokomanganowe cechuje zdolność do znacznego umacnianie się w wyniku odkształceń plastycznych wywołanych zgniotem powierzchniowym, który to zgniot powierzchniowy często ma miejsce w ekstremalnie obciążonych elementach przenośników zgrzebłowych Wytyczne poprawy własności użytkowych układu bęben łańcuchowy łańcuch ogniwowy poprzez zmiany konstrukcyjne W strefie kontaktu poziomych ogniw łańcucha z zębami bębna łańcuchowego występują szczególnie niekorzystne warunki pracy, na które składają się bardzo duże naciski stykowe skoncentrowane na niewielkich obszarach występują również cząstki transportowanego urobku, często o znacznych oddziaływaniach ściernych i korozyjnych. Mamy do czynienia ze zjawiskami tarcia ślizgowego i tarcia tocznego dwóch ciał w warunkach technicznie suchych z udziałem drobin ciała trzeciego oraz aktywnych oddziaływań korozyjnych. Ukształtowanie gniazd bębna łańcuchowego będące w zasadzie odwzorowaniem cech geometrycznych ogniw łańcucha ogniwowego jest dość niekorzystne, gdyż podstawowe obciążenie wzdłużne cięgna w strefie styku rozkłada się na dwie składowe siły działające pod kątem w stosunku do kierunku siły w cięgnie łańcuchowym. Występuje efekt klinowego oddziaływania ogniwa na dwa zęby bębna, przy czym wartość składowych ulega znacznemu zwiększeniu w stosunku do wypadkowej siły w cięgnie łańcuchowym. Wynikają z tego bardzo duże naciski stykowe, które jak wykazują obserwacje praktyczne, często prowadzą do znacznych odkształceń plastycznych materiału w strefie kontaktu. Naprężenia stykowe często przekraczają naprężenie na granicy plastyczności materiału bębna łańcuchowego i materiału łańcucha. Klinowe składowe siły w cięgnie wywołują momenty zginające u podstawy zęba tak w płaszczyźnie równoległej do osi bębna jak i znaczny moment zginający zęby w płaszczyźnie prostopadłej do osi bębna. Ze względów geometrycznych wskaźnik wytrzymałości przekroju nośnego zęba w płaszczyźnie prostopadłej do osi bębna jest na ogół znacznie mniejszy niż wskaźnik przekroju nośnego zęba w płaszczyźnie równoległej do osi bębna. We wspomnianej relacji pozostają naprężenia od zginania zębów w obu wspomnianych płaszczyznach. Stan naprężeń u podstawy zębów bębna łańcuchowego tworzy naprężenia od obu opisanych momentów zginających oraz znaczące naprężenia styczne od obu składowych sił działających na ząb. Występuje więc złożony stan naprężeń skutkujący dużym stopniem wytężenia materiału u podstawy zębów. Bardzo niekorzystnym zjawiskiem jest często występująca tendencja do zakleszczania się ogniw poziomych łańcucha ogniwowego w gniazdach bębnów łańcuchowych. Zjawisko to występuje to zwłaszcza w przypadku większego stopnia zużycia eksploatacyjnego zębów bębna i ogniw łańcucha. Zmusza to do stosowania specjalnych tzw. wyrzutników łańcucha. Stosowanie wyrzutników łańcucha w przenośnikach zgrzebłowych to 328

329 jedynie leczenie objawów bez usuwania istotnych przyczyn zjawiska zakleszczania się ogniw łańcuchowych. Strefa współpracy ogniw z zębami łańcucha powinna być tak konstrukcyjnie ukształtowana, aby nie było potrzeby stosowania wyrzutników, które często są przyczyną dodatkowego niszczenia ogniw łańcuchowych i dużych strat energii mechanicznej. Biorąc pod uwagę opisane aspekty pracy bębnów należy dążyć do takich zmian konstrukcyjnych, które sprawią, że złożony stan naprężeń u podstawy zębów bębnów łańcuchowych zmieni się w kierunku zmniejszenia stopnia wytężenia zębów przy tej samej sile wzdłużnej panującej w cięgnie łańcuchowym oraz wyeliminowana lub zmniejszona zostanie tendencja do zakleszczania się ogniw łańcucha w gniazdach bębnów. Spełnienie opisanych postulatów może być osiągnięte jedynie poprzez zasadnicze zmiany konstrukcyjne układu bęben-łańcuch Wytyczne poprawy własności użytkowych bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych środkami technologicznymi Przy obecnej technice wytwarzania maszyn znanych jest wiele technologii służących umacnianiu elementów maszyn pod względem odporności na zużycie ścierne i pękanie zmęczeniowe. Są to w szczególności technologie umacniania warstwy wierzchniej elementów maszynowych. Do technologii umacniających zaliczają się zabiegi obróbki cieplno-chemicznej, stosowanie napoin, obróbki z wykorzystaniem lasera w tym laserowe przetapianie i stopowanie, obróbki zgniotem powierzchniowym, zabiegi implantacji jonowej i inne obróbki specjalne. Wspomniane technologie pozwalają uzyskać dobre efekty umacniające, jednak ich podstawową niedogodnością jest to, że umocniona warstwa wierzchnia elementów obrabianych tymi technologiami ma ogół zbyt małą grubość. W przypadku bębnów łańcuchowych górniczych przenośników zgrzebłowych, które narażone są na szczególnie intensywne procesy zużycia ściernego i ścierno-korozyjnego umocniona warstwa o zbyt małej grubości może być przedwcześnie zużyta i wtedy efekty zabiegów umacniających będą w praktyce niewystarczające. Gdy nastąpiło zużycie zbyt cienkiej warstwy umocnionej objawia się gwałtowny wzrost intensywności zużycia prowadzący do awarii o dużych skutkach technicznych i ekonomicznych. W sposób szczególny należy zwrócić więc uwagę na te możliwości, jakie daje wykorzystanie zabiegów umacniania warstwy wierzchniej na większą głębokość. Oprócz wykorzystywanej technologii hartowania powierzchniowego metodami płomieniowymi i indukcyjnymi na szczególną uwagę zasługują zabiegi umacniające zęby bębnów łańcuchowych na wskroś. Ulepszanie cieplne na wskroś może zapewnić korzystne wyniki pod warunkiem prawidłowego doboru parametrów ulepszania. Szczególnie korzystnych efektów należy oczekiwać w przypadku kombinowanej obróbki cieplnej. 329

330 Dobór najkorzystniejszych parametrów kombinowanej cieplnej obróbki może być dokonany jedynie w oparciu o odpowiednie badania doświadczalne. Hartowanie powierzchniowe, w przypadku zębów bębnów przenośników zgrzebłowych musi uwzględniać nie tylko wymagania, co do rozkładu warstwy zahartowanej z punktu widzenia odporności eksploatacyjnej na zużycie ścierne, ale również wymagania uniknięcia niekorzystnego z punktu widzenia własności zmęczeniowych wpływu karbu strukturalnego w strefie przejściowej. Karb strukturalny występujący w strefie przejścia warstwy zahartowanej w rdzeń elementu może niekorzystnie zmieniać stan naprężeń własnych. Gdy karb strukturalny wystąpi w strefie dużych naprężeń zmiennych od obciążenia zewnętrznego, wtedy może to wpłynąć na gwałtowny spadek trwałości zmęczeniowej zębów. Prędkość pękania zmęczeniowego zębów bębna w strefie karbu strukturalnego może być szczególnie duża, prowadząc do gwałtownego zniszczenia bębnów łańcuchowych. O ile postępujący proces zużycia ściernego może być na bieżąco obserwowany, kontrolowany i w pewnym stopniu prognozowany, o tyle pękanie zmęczeniowe na ogół występuje nagle, bez widocznych wcześniejszych objawów. Pękanie zmęczeniowe stanowi więc większe zagrożenie z punktu widzenia występowania nieoczekiwanych awarii. W celu polepszenia odporności na zużycie ścierne zębów bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych należy rozważyć możliwość zastosowania specjalnych napoin umacniających na powierzchniach roboczych zębów. Odpowiednio dobrane napoiny, zwłaszcza z materiałów z zawartością chromu i manganu pozwalają na uzyskanie bardzo korzystnych efektów użytkowych. Dodatkową korzystną cechą stosowania napoin jest możliwość wykorzystywania ich nie tylko w procesie produkcji, ale i na etapie regeneracji częściowo zużytych bębnów łańcuchowych. Metodą napawania można eliminować skutecznie ubytki zużyciowe i niektóre rodzaje wykruszeń zmęczeniowych wydłużając okres zdatności eksploatacyjnej bębnów. Proponowany nowy sposób wytwarzania bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych polega na zastosowaniu modelu wykonanego z niskotopliwego materiału, np. spienionego utwardzonego styropianu. Model taki jest bardzo łatwy do obróbki, lekki i tani. Model styropianowy po zaformowaniu w skrzynce formierskiej, wysuszeniu i utwardzeniu formy poprzez wygrzewanie ulega wytopieniu a stopiony materiał modelu usuwany jest na zewnątrz skrzynki formierskiej. Ewentualne pozostałości materiału modelu ulegają odparowaniu w trakcie zalewania formy stopionym metalem o wysokiej temperaturze. Brak płaszczyzn podziału formy zapewnia wysoką dokładność odlewania i zmniejszenie zakresu obróbki odlewów skrawaniem. Sposób wytwarzania odlewów bębnów łańcuchowych ilustruje rysunek

331 Rys Schemat proponowanego sposobu wykonywania odlewów bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych: 1 model z materiału niskotopliwego, 2 rdzeń, 3 masa formierska, 4 kanały odpływu wytapianego materiału modelu bębna, 5 układ wlewowy formy, 6 korek z masy formierskiej, 7 pierścień zabezpieczający, 8 stół obrotowy Całościowy model bębna 1 jest nakładany na uprzednio wykonany i utwardzony rdzeń 2 z uformowanym układem wlewowym 5 i kanałami 4, którymi wypływa wytapiany materiał modelu. Po zagęszczeniu masy formierskiej 3 i utwardzeniu formy poprzez wygrzewanie następuje wytopienie materiału modelu, który wypływa kanałami 4 na zewnątrz skrzynki formierskiej 9. Następnie zamykane są odpływy kanałów 4 korkami 6 wykonanymi z utwardzonej masy formierskiej. 331

332 Korki 6 zabezpiecza się przez umieszczenie przesuwnego pierścienia 7. Zastosowanie skrzynek formierskich o walcowym kształcie w układzie piętrowym ułatwia proces prawidłowego zagęszczenia masy formierskiej kolejno piętrami, co gwarantuje dobre odwzorowanie modelu w gotowym odlewie bębna. Zalewanie formy odbywa się poprzez układ wlewowy 5 przy jednoczesnym wprawieniu w ruch obrotowy stołu 8. Dzięki sile odśrodkowej stopiony metal lepiej wypełnia formę, sprzyja to dokładnemu odgazowaniu formy i metalu, zaś ewentualne wtrącenia niemetaliczne i zażużlenia, jako lżejsze, grupują się w strefie piasty bębna, gdzie są zdecydowanie mniej szkodliwe, niż w przypadku zębów. Ponadto strefa piasty podlega obróbce skrawaniem, więc wspomniane wady są w dużej części eliminowane w dalszym procesie obróbki bębnów. Obracanie formy wokół osi może następować również w początkowej fazie krzepnięcia odlewu, co jest bardzo korzystne z punktu widzenia końcowej jakości odlewów. Zastosowanie cylindrycznych skrzynek formierskich sprzyja zapewnieniu jednorodności warunków stygnięcia i krzepnięcia odlewu, dzięki czemu eliminowane są częściowo niekorzystne naprężenia odlewnicze. Opisany sposób wytwarzania bębnów zapewnia bardzo wysoką jakość odlewów, zwłaszcza w tych strefach zębów, które są najbardziej wytężone w toku eksploatacji. Łatwy w obróbce model styropianowy pozwala na dogodne dokonywanie korekt kształtu gniazd bębnów łańcuchowych i dostosowanie zarysu zębów do ogniw łańcuchowych o zmienionej np. w procesie wytwarzania lub eksploatacji podziałce ogniw. Zaprezentowany sposób wytwarzania bębnów może być szczególnie przydatny do wytwarzania prototypów bębnów. Przy seryjnej produkcji modele styropianowe mogą być wytwarzane w specjalnych formach metalowych np. w taki sposób jak przy produkcji elementów opakowań. Istnieje możliwość wtórnego wykorzystania materiałów odpadowych pochodzących z wytopionych modeli i zużytych opakowań, po dodaniu środków spieniających i odpowiednim rozdrobnieniu. Opisany sposób wytwarzania bębnów pozwala na uzyskiwanie odlewów o bardzo wysokiej dokładności geometrycznej, co sprzyja zmniejszeniu sił dynamicznych w układach napędowych przenośników. Umożliwia to wydłużenie czasu pracy bębnów i obniżkę kosztów ich wytwarzania. Znaczących efektów poprawy trwałości zębów bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych można oczekiwać w wyniku zasadniczej zmiany technologii obróbki wykańczającej powierzchni roboczej zębów. Obecnie niezależnie od tego czy bębny są odlewane czy kute, ostateczna obróbka wykańczająca wykonywana jest przez szlifowanie tarczami ceramicznymi z wykorzystaniem elektronarzędzi lub pneumonarzędzi szlifierskich, najczęściej przy ręcznych przymiarkach do odpowiednich szablonów lub ogniw łańcucha. 332

333 Obróbka szlifierska warstwy wierzchniej wprowadza niekorzystny stan naprężeń własnych w warstwie wierzchniej powierzchni roboczych zębów. Często mają miejsca również lokalne przypalenia szlifierskie w niekorzystny sposób wpływające na strukturę materiałów. Dokładność obróbki wykańczającej w takich warunkach jest dalece niewystarczająca; w dużej mierze zależy od doświadczenia i staranności pracowników wykonujących te zabiegi. Zabiegi wykańczające są pracochłonne i powodują duże zapylenie. Proponuje się wprowadzenie w tym względzie zmian technologicznych polegających na tym, że obróbka wykańczająca powierzchni roboczych zębów prowadzona będzie z wykorzystaniem elektrofizycznych lub elektrochemicznych sposobów obróbki powierzchni o złożonej postaci geometrycznej. Analiza różnych znanych technologii tego rodzaju prowadzi do wniosku, że najkorzystniejsze byłoby zastosowanie obróbki elektroerozyjnego drążenia po odpowiednim zaadaptowaniu elektrodrążarki o dostatecznie dużej mocy. Koncepcję obróbki wykańczającej zębów bębnów łańcuchowych ilustruje rys Rys Koncepcja obróbki wykańczającej zębów bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych z wykorzystaniem elektrodrążarki: 1 obrabiany bęben, 2 wanna, 3 narzędzie kształtowe, 4 układ zasilania elektrodrążarki, 5- aparatura kontrolnopomiarowa, 6 króciec do usuwania cząstek metalu powstających w procesie elektrodrążenia, 7 medium robocze (nafta lub woda zdemineralizowana) 333

334 Obrabiany elektroiskrowo bęben 1 mocowany jest w obrotnicy w taki sposób, że obrabiane gniazdo łańcuchowe zanurzone jest w wannie 2 z medium roboczym 7. Po ustaleniu bębna narzędzie elektroiskrowe 3 przemieszczane jest stopniowo w programowany sposób w kierunku obrabianego gniazda. Narzędzie jest odwzorowaniem ogniwa łańcuchowego z odpowiednim naddatkiem w celu uzyskania założonego luzu między ogniwami poziomymi a gniazdami bębna łańcuchowego. Obrabiany bęben i narzędzie włączone jest do układu elektrycznego drążarki 4 poprzez odpowiedni układ zasilający i układ kontroli parametrów elektrycznych procesu elektrodrążenia 5. Obróbka elektroiskrowego drążenia odbywa się aż do uzyskania założonego profilu zęba. Wówczas zasilanie jest wyłączone, narzędzie wycofuje się do pozycji wyjściowej, a obrotnica obraca bęben łańcuchowy o kąt odpowiadający podziałce kątowej gniazd bębna. Proces elektrodrążenia jest powtarzany aż do obrobienia wszystkich gniazd. Cząstki metalu po obróbce okresowo lub sukcesywnie są usuwane wraz z częścią medium obróbczego poprzez króciec 6. Medium obróbcze, którym najczęściej jest nafta lub woda zdemineralizowana po oczyszczeniu i schłodzeniu wraca do wanny drążarki. Przy dostatecznie dużej mocy urządzenia możliwe jest obrobienie jednocześnie większej liczby gniazd bębna. Opisany sposób obróbki gniazd zapewnia bardzo dobrą jakość obrabianej powierzchni, nie wprowadza zmian strukturalnych materiału i zapewnia bardzo dużą dokładność geometryczną oraz powtarzalność efektów obróbki. W przypadku obróbki odlewów bębnów w opisany sposób usuwany jest naskórek odlewniczy, który cechuje się szeregiem szkodliwych wad odlewniczych i efektów strukturalnych. W ten sposób eliminowane są również naprężenia własne w warstwie wierzchniej powierzchni roboczych zębów. Opisany sposób łatwo umożliwia dokonywanie na bieżąco korekt zarysu gniazd łańcuchowych poprzez wymianę narzędzi z naniesioną korektą. W ten sposób można dostosowywać zarys zębów bębna do łańcuchów, które w toku produkcji lub w wyniku częściowego zużycia mają zmienione cechy geometryczne. Pozwala to na pełniejsze wykorzystanie resursu eksploatacyjnego łańcucha wykonywanych z kosztownych specjalnych stali stopowych. Polepszona dokładność geometryczna bębnów służy zmniejszeniu nadwyżek dynamicznych występujących w napędach łańcuchowych, zmniejsza to energochłonność transportu urobku i wydatnie wydłuża przebiegi eksploatacyjne przenośników zgrzebłowych. Dzięki temu, że w wyniku obróbki elektroerozyjnej wiernie odtwarzany jest kształt narzędzia, łatwo można uzyskać znaczne zmniejszenie nacisków stykowych między ogniwami łańcucha a zębami bębnów wskutek wzrostu powierzchni kontaktu. Kształt narzędzia może dokładnie uwzględniać rzeczywisty kształt ogniwa łańcucha w odróżnieniu od uproszczonego kształtu łukowej części ogniw w postaci wycinka torusa przyjmowanego do opisu kształtu powierzchni roboczych zębów z konieczności przyjęcia uproszczeń technologicznych przy dotychczasowych sposobach kształtowania zębów bębnów łańcuchowych. 334

335 Przedstawione wytyczne poprawy trwałości bębnów łańcuchowych na drodze technologicznej mogą być wykorzystane w różnych kombinacjach w zależności od potrzeb wynikających z aktualnych uwarunkowań techniczno-ekonomicznych Wytyczne polepszenia trwałości bębnów łańcuchowych górniczych przenośników zgrzebłowych w toku eksploatacji Na ostateczne efekty techniczne i ekonomiczne eksploatacji bębnów łańcuchowych w przenośnikach ścianowych i podścianowych bardzo duży wpływ ma właściwe ich użytkowanie. Bębny łańcuchowe nawet o dobrych własnościach użytkowych mogą podlegać przedwczesnemu zniszczeniu w toku niewłaściwej eksploatacji. Szczególna uwaga powinna być zwrócona na staranny dobór określonego typu przenośnika do danych warunków pracy. Chodzi o racjonalny dobór rodzajów napędów, ich mocy i ilości jednostek napędowych, rozmiaru cięgna łańcuchowego i typu zgrzebeł. To, że istnieją jeszcze duże rezerwy poprawy efektów użytkowania przenośników zgrzebłowych poprzez właściwą, racjonalną ich eksploatację można obserwować porównując efekty uzyskiwane w różnych kopalniach w ścianach o zbliżonych parametrach technicznych. Poziom kultury technicznej obsługi maszyn bezpośrednio przekłada się na uzyskiwane rezultaty techniczne i ekonomiczne eksploatacji przenośników. Szczególnie duże znaczenie w warunkach eksploatacji ma właściwy dobór i stała kontrola napięcia wstępnego cięgna łańcuchowego przenośnika zgrzebłowego. Prawidłowy dobór naciągu wstępnego łańcucha gwarantuje zmniejszenie energochłonności transportu urobku oraz minimalizuje intensywność degradacji własności użytkowych bębnów łańcuchowych, łańcucha, zgrzebeł, rynien i elementów układów napędowych. Bardzo istotnym zagadnieniem jest niedopuszczanie do zbyt dużych różnic w napięciu wstępnym obu łańcuchów w przenośnikach z dwoma łańcuchami centralnymi. Różnica napięć wstępnych w tym przypadku nie powinna być nigdy większa niż 20%. Duże znaczenie ma również odpowiednia technika wymiany tych odcinków łańcucha, które zostały uznane za nadmiernie zużyte. Stała kontrola podziałki ogniw łańcucha i odpowiednie reagowanie na stwierdzone odstępstwa od wytycznych mają bezpośredni wpływ na trwałość bębnów łańcuchowych i innych elementów przenośnika. W toku eksploatacji należy często kontrolować stan mocowania zgrzebeł, nie dopuszczając do ich luzowaniu się. Pęknięte zgrzebła należy wymienić niezwłocznie po stwierdzeniu pęknięcia. Stosowanie się do wytycznych, które zostały opracowane przez producentów pozwoli na praktycznie bezinwestycyjną poprawę efektów użytkowania przenośników zgrzebłowych. Dobry przykład w tym względzie mogą stanowić np. Wytyczne stosowania i eksploatacji łańcuchów ogniwowych i elementów złącznych w maszynach i urządzeniach górniczych opracowane przez Fasing w Katowicach w 2006 roku. Analogiczne wytyczne 335

336 należałoby opracować dla bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych. Monitorowanie wielkości zużycia zębów bębnów łańcuchowych pozwoli na wydatne polepszenie stopnia wykorzystania własności użytkowych bębnów w czasie eksploatacji. Pomiary stopnia zużycia w toku eksploatacji powinny być prowadzone na bieżąco za pomocą prostych narzędzi pomiarowych i szablonów. Pozwoli to na ujawnienie tego momentu w toku użytkowania, od którego zaczyna się gwałtowny wzrost intensywności zużycia. Opisane podejście pozwala stosować racjonalną strategię wykorzystania bębnów łańcuchowych polegającą na planowaniu czasu wymiany bębnów i podejmowaniu uzasadnionych technicznie i ekonomicznie decyzji o momencie całkowitego wycofania bębnów z eksploatacji lub ich wymianie w celu skierowania do zabiegów regeneracji. Bywa w praktyce, że bębny przenośników zgrzebłowych eksploatowane są tak długo jak to tylko jest możliwe, często aż do wystąpienia awarii uniemożliwiającej dalsze ich użytkowanie. Powoduje to przyspieszone niszczenie cięgien łańcuchowych, których koszt wielokrotnie przekracza koszt bębna łańcuchowego, a zamiast planowych wymian bębnów występują kosztowne akcje usuwania skutków awarii. Powoduje również wzrost zagrożenia ludzi. Zadanie opracowania i wdrożenia racjonalnych wytycznych w zakresie użytkowania bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych powinno być zrealizowane z udziałem producenta i bezpośrednich użytkowników górniczych przenośników urobku. Głębsza racjonalizacja gospodarki bębnami łańcuchowymi z uwzględnieniem stosowania zabiegów regeneracji bębnów mogłaby przynieść duże efekty, zwłaszcza jeśli objęłaby swoim zasięgiem zgrupowanie zakładów górniczych o zbliżonej charakterystyce. Obserwacje praktyczne wskazują, że w tym względzie istnieją jeszcze bardzo duże rezerwy efektywności, które powinny być wykorzystane. Pozwoliłoby to na ograniczenie nieplanowych strat postojowych, zmniejszenie kosztów używanych części zamiennych oraz ograniczenie energochłonności procesów wydobywczych węgla kamiennego oraz zmniejszenie stopnia zagrożenia obsługi maszyn ścianowych. 336

337 8 Porównanie sprawności bębna łańcuchowego produkowanego seryjnie i o zmodyfikowanej konstrukcji 8.1 Wyznaczenie pracy tarcia pary ciernej bęben łańcuchowy łańcuch ogniwowy Na pracę tarcia pary ciernej bęben łańcuchowy łańcuch ogniwowy, w czasie obrotu bębna o kąt podziałowy φ = 2π/z, składa się praca tarcia ogniwa poziomego w miejscach jego kontaktu z dnem gniazda i flanką zęba oraz praca tarcia w przegubach ogniwa poziomego w miejscach kontaktu z ogniwami pionowymi. Praca tarcia ogniwa poziomego w miejscu kontaktu jego torusa przedniego z dnem gniazda bębna A g oraz w miejscu kontaktu jego torusa tylnego z flanką zęba A f decyduje o intensywności zużywania się tych węzłów bębna łańcuchowego (pracę tarcia A g oraz A f wyznaczono w rozdz. 5.5). Przegub łańcucha ogniwowego to para kinematyczna dwóch ogniw: poziomego i pionowego. 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. Efektem pracy tarcia w przegubach jest zużywanie się ścierne ogniw, co skutkuje wzrostem podziałki ogniw łańcucha. Obrót ogniw w przegubie przednim o kąt φ 1 ma miejsce w pierwszym etapie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy, który trwa od chwili zetknięcia się torusa przedniego nabiegającego ogniwa poziomego z dnem gniazda do chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa poziomego z flanką zęba (rys.8.1). Kąt obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego zmienia się w zakresie: un (8.1) z gdzie: φ 1 kąt obrotu ogniwa poziomego względem poprzedzającego go ogniwa pionowego, * un kąt obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego ogniwa poziomego w środku przegubu przy torusie tylnym ogniwa poziomego. W tym zakresie wyróżnić można dwie fazy obrotu ogniw w przegubie przednim: toczenia się ogniw i poślizgu ogniw w przegubie. Toczenie się ogniw w przegubie przednim następuje dla kąta obrotu bębna w zakresie: 337

338 0 (8.2) 1 1gr przy czym: gdzie: 1gr μ p współczynnik tarcia w przegubie, m moduł przegubu. 1 m arctan p (8.3) m 1 un * n un z Rys. 8.1 Kąt toczny ogniwa pionowego (rys.8.2) wynosi przy tym: m 1 m p 1 (8.4) Podczas toczenia się torusa przedniego ogniwa poziomego następuje przemieszczanie się punktu styku ogniw w przegubie przednim o wartość: L d 2 d 2 m 1 m p 1 p 1 (8.5) Praca toczenia w przegubie przednim, będąca iloczynem drogi toczenia i siły tarcia tocznego, wynosi: gdzie: S V f p d A p1 1gr 2fp Lp 1 SV cos p d1 (8.6) d 0 siła przekazywana z ogniwa poziomego na poprzedzające go ogniwo pionowe, współczynnik tarcia tocznego w przegubie, średnica pręta ogniwa. 338

339 ogniwo pionowe przegub tylny przegub przedni p t 1 S H 2 S V ogniwo poziome ogniwo pionowe Rys. 8.2 Faza druga, w której następuje poślizg ogniw w przegubie, trwa od chwili w której torus przedni ogniwa poziomego rozpoczyna poślizg w przegubie ogniwa pionowego a kończy się w chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba. Następuje to w zakresie kąta obrotu: 2 z Droga poślizgu ogniw w przegubie przednim wynosi przy tym: 1 gr 1 un (8.7) zaś praca tarcia: Lp2 1 1 gr d (8.8) 2 A 2 un z p2 Lp2 SV cos 1gr d p p 1 (8.9) Sumaryczna praca tarcia w przegubie przednim podczas pierwszego etapu obrotu bębna o kąt podziałowy, wynosi: A p A A (8.10) p1 p2 Wzajemny obrót ogniw w przegubie tylnym o kąt φ 2 (rys.8.2) rozpoczyna się już w pierwszym etapie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy, gdyż oś ogniwa pionowego odchyla się od osi ogniwa poziomego o kąt odchylenia λ, a kończy w chwili zakończenia drugiego etapu obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy czyli w chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda. Kąt obrotu ogniw w przegubie tylnym zmienia się w zakresie: 0 (8.11) 2 un 339

340 W tym zakresie wyróżnić można dwie fazy obrotu ogniw: toczenia się i poślizgu ogniw w przegubie. Toczenie się ogniw w przegubie przednim następuje dla kąta obrotu ogniw w zakresie: przy czym: 0 (8.12) 2 2gr Kąt toczny ogniwa pionowego (rys.8.2) wynosi przy tym: 2gr 1 m arctan p (8.13) m m 1 m t 2 (8.14) Podczas toczenia się ogniw w przegubie tylnym następuje przemieszczanie się punktu styku ogniw, którego wartość wynosi: L d 2 d 2 m 1 m t 1 t 2 (8.15) Dla siły nabiegającej na bęben S H praca tarcia podczas toczenia się ogniw w przegubie tylnym, będąca iloczynem drogi toczenia i siły tarcia tocznego, wynosi: gdzie: S H A t1 siła w łańcuchu nabiegającym na bęben. 2gr 2fp Lt 1 SH cos t d2 (8.16) d 0 Faza druga, w której następuje poślizg ogniw w przegubie, występuje w zakresie kąta obrotu: (8.17) * 2gr 2 un Droga poślizgu w przegubie wynosi przy tym: Lt 2 2 2gr d (8.18) 2 Praca tarcia podczas poślizgu ogniw w przegubie tylnym, będąca iloczynem drogi poślizgu i siły tarcia ślizgowego, wynosi: A t2 * un L S cos d (8.19) 2gr t2 H t p 2 340

341 Sumaryczna praca tarcia w przegubie tylnym jest sumą pracy tarcia podczas toczenia się ogniw i pracy tarcia podczas poślizgu ogniw: A t A A (8.20) t1 t2 Praca tarcia w przegubach ogniw, przy obrocie bębna o kąt podziałowy, będąca sumą pracy tarcia w przegubie przednim i pracy tarcia w przegubie tylnym, wynosi: A A p A t (8.21) Z zależności ( ) wyznaczyć można pracę tarcia w przegubach ogniw przy obrocie bębna łańcuchowego o kąt podziałowy, dla określonych warunków tarcia w przegubach ogniw oraz danego obciążenia ogniw. 8.2 Określenie parametrów konstrukcyjnych bębnów łańcuchowych o zmodyfikowanym zarysie dla liczby zębów z = 6 i z =8 Ze względu na założony zasadniczy kierunek obrotów bębna łańcuchowego, wynikający z kierunku transportowania urobku, sposobem zmniejszenia zużycia den gniazd i flanek zębów jest wprowadzenie asymetrii zarysu gniazd bębna łańcuchowego. Modyfikacja zarysu gniazd bębna łańcuchowego polega na pochyleniu dna gniazda w stronę przewidywanego kierunku zasadniczych obrotów bębna w taki sposób, że symetralna dna gniazda będąca prostą prostopadłą do dna gniazda poprowadzoną w środku długości gniazda, nie przechodzi przez oś obrotu bębna. W sensie konstrukcyjnym modyfikacja skutkuje przesunięciem zarysu gniazda oraz zmniejszeniem odległości dna gniazda od osi obrotu bębna w stosunku do wymiaru normowego. Asymetryczne ustawienie dna gniazda powoduje również asymetrię kątów nachylenia flanki zęba po obydwóch stronach segmentu zęba. Kształt gniazda może przy tym pozostać zgodny z normą. Wprowadzenie asymetrycznego zarysu zmienia stosunek wartości kąta obrotu torusa przedniego ogniwa poziomego nabiegającego na bęben względem dna gniazda do wartości kąta obrotu ogniwa pionowego względem poprzedzającego go ogniwa poziomego. W stosunku do teoretycznego symetrycznego zarysu zęba i dna gniazda opisanego w normie PN G 46703:1997 zmodyfikowano zarys flanki zęba i dna gniazda poprzez wprowadzenie asymetrii zarysu uwzględniającej zasadniczy kierunek obrotów bębna łańcuchowego w ścianowym przenośniku zgrzebłowym podczas transportu urobku w stronę chodnika podścianowego. Przyjęto, dla zmodyfikowanych bębnów łańcuchowych, współdziałanie z łańcuchem mm, ze względu na powszechność stosowania łańcuchów tej wielkości w ścianowych przenośnikach zgrzebłowych. Modyfikacje bębnów łańcuchowych obejmują zmiany konstrukcyjne polegające na zmianie zarysu flanki zęba i dna gniazda. Podstawowe wymiary bębna łańcuchowego o zmodyfikowanym zarysie dla liczby zębów z = 6 są następujące (rys.8.3): 341

342 - odległość dna gniazda od osi obrotu bębna K = 211,5 mm, - przesunięcie dna gniazda o wymiarze normowym M = 169 mm w stronę przeciwną do przewidywanego zasadniczego kierunku obrotów bębna o wartość 15,5 mm tak, że w K1 = 32 mm oraz w K2 = 63 mm, - założono prostoliniowy kształt flanki zęba, która od strony torusa przedniego ogniwa poziomego nachylona jest do dna gniazda pod kątem 1 = 50, zaś od strony torusa tylnego ogniwa poziomego nachylona jest do dna gniazda pod kątem 2 = 35. Rys. 8.3 Z kolei wymiary bębna łańcuchowego o zmodyfikowanym zarysie dla liczby zębów z = 8 są następujące (rys.8.4): - odległość dna gniazda od osi obrotu bębna K = 295 mm, - przesunięcie dna gniazda o wymiarze normowym M = 169 mm w stronę przeciwną do przewidywanego zasadniczego kierunku obrotów bębna o wartość 12,75 mm tak, że w K1 = 32 mm oraz w K2 = 57,5 mm, - założono prostoliniowy kształt flanki zęba, która od strony torusa przedniego ogniwa poziomego nachylona jest do dna gniazda pod kątem 1 = 56, zaś od strony torusa tylnego ogniwa poziomego nachylona jest do dna gniazda pod kątem 2 = 45. Ponadto przyjęto dla bębnów łańcuchowych o zmodyfikowanym zarysie zarówno dla liczby zębów z = 6, jak i dla liczby zębów z = 8 następujące parametry: - promień podstawy zęba zgodny z normą R = 17 mm, - promień zarysu gniazda w rzucie poziomym R 2 = 55 mm zgodny z normą, 342

343 - wnęka pod zgrzebło według normy prostopadle do dna gniazda, - na odlewie bębna w widocznym miejscu zaznaczyć strzałką kierunek zasadniczych obrotów bębna, - fazowanie dna gniazda i flanki zęba od strony rowka pod ogniwo pionowe oraz głowy zęba około 3 mm. Rys Porównanie pracy tarcia w bębnach o liczbie zębów z=6, z=7 i z=8 produkowanych seryjnie i o zmodyfikowanej konstrukcji współdziałających z łańcuchem wydłużonym dla różnych warunków tarcia W ścianowych przenośnikach zgrzebłowych stosowanych w podziemnych kopalniach węgla kamiennego najczęściej stosuje się bębny łańcuchowe o liczbie zębów z = 6, z = 7 i z = 8. Liczba zębów bębna łańcuchowego jest jednym z najistotniejszych czynników decydującym nie tylko o podstawowych wymiarach gabarytowych bębna ale przede wszystkim o jego obciążeniu. Ze względu na powtarzalność położenia ogniw w gniazdach bębna łańcuchowego podczas ich nabiegania następuje cykliczne obciążanie kolejnych den gniazd, flanek zębów i ogniw łańcucha siłami o tym samym przebiegu w czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy φ = 2π/z. Ze wzrostem liczby zębów bębna maleje kąt 343

344 podziałowy i zwiększa się średnica zewnętrzna bębna D 1. Dla łańcucha ogniwowego mm wartości tych parametrów wynoszą: - dla z = 6 2π/z = 60 o D 1 = 556 mm, - dla z = 7 2π/z = 51 o D 1 = 635 mm, - dla z = 8 2π/z = 45 o D 1 = 715 mm. Wyznaczenie strat przenoszonej mocy jest istotnym warunkiem określenia wartości sprawności zazębienia łańcuchowego. Ważne jest przy tym określenie pracy tarcia w warunkach poślizgu ogniwa poziomego na dnie gniazda i na flance zęba oraz pracy tarcia w przegubach ogniw w aspekcie analizy zużycia ściernego tych węzłów układu: bęben łańcuchowy łańcuch ogniwowy. Wyznaczenie pracy tarcia w miejscach poślizgu ogniwa poziomego na bębnie daje przy tym możliwość porównania różnych wariantów konstrukcyjnych zarysu gniazda bębna łańcuchowego, w tym porównania bębnów o zarysie normowym z bębnami o zmodyfikowanym zarysie o różnej liczbie zębów. Wykorzystując zależności określające pracę tarcia w poszczególnych węzłach układu: bęben łańcuchowy łańcuch ogniwowy, porównano pracę tarcia w tych węzłach dla bębnów o liczbie zębów z = 6, z = 7 i z = 8 współdziałających z wydłużonym łańcuchem ogniwowym wielkości mm. Porównano przy tym prace tarcia bębnów o zarysie normowym i zarysie zmodyfikowanym (parametry geometryczne bębnów o zmodyfikowanym zarysie przedstawiono dla z = 7 w rozdz. 5.6, zaś dla z = 6 i z = 8 w rozdz. 8.2) Praca tarcia na dnie gniazda Pracę tarcia podczas poślizgu torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda wyznaczono całkując numerycznie iloczyn drogi tarcia i odpowiedniej wartości siły reakcji w punkcie styku ogniwa z dnem gniazda. Z powodu względnego określenie siły reakcji w punkcie styku w stosunku do wartości siły nabiegającej R/S H oraz drogi tarcia wyrażonej w milimetrach, pracę tarcia odniesiono do siły nabiegającej jako A g /S H [J/kN]. Dla bębna łańcuchowego normowego, współdziałającego z łańcuchem mm o podziałkach ogniw wydłużonych o Δp/p = 0,5%, dla wartości współczynnika tarcia w przegubie ogniw p = 0,1 względną pracę tarcia na dnie gniazda wyznaczono w funkcji kąta obrotu bębna φ, dla bębnów łańcuchowych o liczbie zębów z = 6, z = 7 i z = 8, dla różnych wartości współczynnika tarcia na dnie gniazda ( g = 0,15; g = 0,30 i g = 0,45) i przedstawiono na rysunkach Praca tarcia na dnie gniazda rośnie nieliniowo w miarę obrotu bębna osiągając tym wyższe wartości im mniejsza jest liczba zębów bębna. Związane jest to przede wszystkim ze wzrostem wartości kąta podziałowego bębna, co wydłuża drogę tarcia torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda i zwiększa maksymalne wartości reakcji na dnie gniazda. Praca tarcia rośnie również nieliniowo ze wzrostem wartości współczynnika tarcia na dnie gniazda. 344

345 A g / S H [J/kN] A g / S H [J/kN] z = 6 z = 7 z = Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys z = 6 z = 7 z = Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys. 8.6 Wartości sumarycznej względnej pracy tarcia przy poślizgu torusa przedniego na dnie gniazda bębna normowego wynoszą przy tym (rys.8.8): - dla g = 0,15: - z = 6 A g /S H = 0,301 J/kN; 345

346 A g / S H [J/kN] - z = 7 A g /S H = 0,196 J/kN; - z = 8 A g /S H = 0,145 J/kN; - dla g = 0,30: - z = 6 A g /S H = 0,663 J/kN; - z = 7 A g /S H = 0,425 J/kN; - z = 8 A g /S H = 0,311 J/kN; - dla g = 0,45: - z = 6 A g /S H = 1,113 J/kN; - z = 7 A g /S H = 0,696 J/kN; - z = 8 A g /S H = 0,503 J/kN z = 6 z = 7 z = Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys. 8.7 Sumaryczna względna praca tarcia na dnie gniazda bębna normowego maleje ze wzrostem liczby zębów bębna oraz rośnie ze wzrostem współczynnika tarcia pomiędzy dnem gniazda a torusem przednim ogniwa poziomego. Dla bębna łańcuchowego zmodyfikowanego, współdziałającego z łańcuchem mm o podziałkach ogniw wydłużonych o Δp/p = 0,5%, dla wartości współczynnika tarcia w przegubie ogniw p = 0,1 względną pracę tarcia na dnie gniazda wyznaczono w funkcji kąta obrotu bębna φ, dla bębnów łańcuchowych o liczbie zębów z = 6, z = 7 i z = 8, dla różnych wartości współczynnika tarcia na dnie gniazda ( g = 0,15; g = 0,30 i g = 0,45) i przedstawiono na rysunkach Ze względu na skrócenie pierwszego etapu obrotu bębna o kąt podziałowy w bębnie o zmodyfikowanej konstrukcji znacznemu skróceniu ulega 346

347 A g / S H [J/kN] droga tarcia torusa przedniego ogniwa poziomego na dnie gniazda w porównaniu z bębnem o zarysie normowym. W pierwszym etapie obrotu bębna siły reakcji w punkcie styku ogniwa z dnem gniazda też osiągają mniejsze wartości. Z tych powodów względna praca tarcia odniesiona do wartości siły nabiegającej jest w bębnach zmodyfikowanych znacznie mniejsza niż w bębnach o zarysie normowym. 1,2 1,0 z = 6 z = 7 0,8 z = 8 0,6 0,4 0,2 0,0 0,15 0,30 0,45 Rys. 8.8 Wartości sumarycznej względnej pracy tarcia przy poślizgu torusa przedniego na dnie gniazda bębna zmodyfikowanego wynoszą przy tym (rys.8.12): - dla g = 0,15: - z = 6 A g /S H = 0,112 J/kN (37,2% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 7 A g /S H = 0,082 J/kN (41,8% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 8 A g /S H = 0,061 J/kN (42,1% pracy tarcia dla bębna normowego); - dla g = 0,30: - z = 6 A g /S H = 0,239 J/kN (36,0% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 7 A g /S H = 0,172 J/kN (40,5% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 8 A g /S H = 0,127 J/kN (40,8% pracy tarcia dla bębna normowego); - dla g = 0,45: - z = 6 A g /S H = 0,381 J/kN (34,2% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 7 A g /S H = 0,273 J/kN (39,2% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 8 A g /S H = 0,200 J/kN (39,8% pracy tarcia dla bębna normowego). g 347

348 A g / S H [J/kN] A g / S H [J/kN] Sumaryczna względna praca tarcia na dnie gniazda bębna zmodyfikowanego maleje ze wzrostem liczby zębów bębna oraz rośnie ze wzrostem współczynnika tarcia pomiędzy dnem gniazda a torusem przednim ogniwa poziomego z = 6 z = 7 z = Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys z = 6 z = 7 z = Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys

349 A g / S H [J/kN] A g / S H [J/kN] z = 6 z = 7 z = Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys ,2 1,0 z = 6 z = 7 0,8 z = 8 0,6 0,4 0,2 0,0 0,15 0,30 0,45 Rys Ze wzrostem wydłużenia podziałki ogniw maleje czas trwania pierwszego etapu obrotu bębna, zarówno dla bębna normowego jak i dla bębna zmodyfikowanego. Zmniejszają się tym samym drogi poślizgu ogniwa poziomego na dnie gniazda i zmniejsza się sumaryczna praca tarcia na dnie gniazda. Dla łańcucha o podziałkach ogniw wydłużonych g 349

350 A g / S H [J/kN] maksymalnie o 3,0%, przy wartości współczynnika tarcia w przegubie ogniw p = 0,1, sumaryczną względną pracę tarcia dla bębnów łańcuchowych normowych o liczbie zębów z = 6, z = 7 i z = 8, dla różnych wartości współczynnika tarcia na dnia gniazda ( g = 0,15; g = 0,30 i g = 0,45) i przedstawiono na rysunku Wartości sumarycznej względnej pracy tarcia na dnie gniazda bębna normowego współdziałającego z łańcuchem o podziałkach ogniw wydłużonych o 3,0% wynoszą przy tym: - dla g = 0,15: - z = 6 A g /S H = 0,114 J/kN; - z = 7 A g /S H = 0,049 J/kN; - z = 8 A g /S H = 0,020 J/kN; - dla g = 0,30: - z = 6 A g /S H = 0,246 J/kN; - z = 7 A g /S H = 0,103 J/kN; - z = 8 A g /S H = 0,043 J/kN; - dla g = 0,45: - z = 6 A g /S H = 0,398 J/kN; - z = 7 A g /S H = 0,163 J/kN; - z = 8 A g /S H = 0,067 J/kN. Sumaryczna względna praca tarcia na dnie gniazda bębna normowego maleje ze wzrostem liczby zębów bębna oraz rośnie ze wzrostem współczynnika tarcia pomiędzy dnem gniazda a torusem przednim ogniwa poziomego. 0,5 0,4 z = 6 z = 7 z = 8 0,3 0,2 0,1 0,0 0,15 0,30 0,45 g Rys

351 A g / S H [J/kN] Względna praca tarcia odniesiona do wartości siły nabiegającej jest w bębnach zmodyfikowanych znacznie mniejsza niż w bębnach o zarysie normowym. Wartości sumarycznej względnej pracy tarcia przy poślizgu torusa przedniego na dnie gniazda bębna zmodyfikowanego współdziałającego z łańcuchem o podziałkach ogniw wydłużonych o 3,0% wynoszą (rys.8.14): - dla g = 0,15: - z = 6 A g /S H = 0,027 J/kN (23,7% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 7 A g /S H = 0,010 J/kN (20,4% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 8 A g /S H = 0,002 J/kN (10,0% pracy tarcia dla bębna normowego); - dla g = 0,30: - z = 6 A g /S H = 0,057 J/kN (23,2% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 7 A g /S H = 0,020 J/kN (19,4% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 8 A g /S H = 0,004 J/kN (10,3% pracy tarcia dla bębna normowego); - dla g = 0,45: - z = 6 A g /S H = 0,086 J/kN (21,6% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 7 A g /S H = 0,032 J/kN (19,6% pracy tarcia dla bębna normowego); - z = 8 A g /S H = 0,007 J/kN (10,4% pracy tarcia dla bębna normowego). Procentowe zmniejszenie wartości pracy tarcia na dnie gniazda bębna zmodyfikowanego jest tym większe im bardziej wydłużone są ogniwa łańcucha. 0,5 0,4 z = 6 z = 7 z = 8 0,3 0,2 0,1 0,0 0,15 0,30 0,45 g Rys

352 8.3.2 Praca tarcia na flance zęba Etap drugi obrotu bębna o kąt podziałowy trwa od chwili zetknięcia się torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda. W etapie tym pomiędzy ogniwem poziomym a flanką zęba działa w punkcie styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba siła reakcji F. Układ sił działających na ogniwo poziome jest w równowadze dopóki wartość reakcji R w punkcie styku torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda nie spadnie do zera. Od chwili, w której wartość reakcji R spada do zera przy kącie obrotu bębna φ R0, na flance pojawia się siła T prostopadła do reakcji F i skierowana w stronę głowy zęba, niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze, zapobiegająca poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Jeśli wartość siły tarcia rozwiniętego od nacisku reakcji F na flankę zęba jest co najmniej równa wartości siły T to układ sił jest w równowadze i ogniwo poziome nie zmienia swego położenia względem bębna łańcuchowego. Jeżeli natomiast siła tarcia od nacisku F na flance zęba jest mniejsza od wartości siły T to następuje poślizg torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Z powodu względnego określenia sił reakcji na flance zęba w stosunku do wartości siły nabiegającej F/S H i T/S H, warunek wystąpienia poślizgu można zapisać w postaci zależności (5.13) z rozdziału 5.5. T S H F S H Warunek wystąpienia poślizgu może zaistnieć dla kąta obrotu bębna φ > φ R0 gdyż dopiero w tym zakresie obrotu bębna pojawia się siła F zapobiegająca poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba. Ponieważ wartość stosunku sił T/F zmienia się w trakcie trwania drugiego etapu obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy, do poślizgu ogniwa poziomego po flance zęba może dojść przy różnych wartościach kąta obrotu bębna φ, w chwili gdy wartość stosunku sił T/F przekracza wartość współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem μ f. Dla bębnów łańcuchowych normowych o liczbie zębów z = 6, z = 7 i z = 8 współdziałających z łańcuchem wydłużonym o Δp/p = 2,0% dla warunków tarcia p = 0,2, g = 0,15 przebiegi wartości stosunku sił T/F w funkcji kąta obrotu bębna łańcuchowego zaprezentowano na rysunku Jeśli wartość współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym będzie wynosić f = 0,05 to poślizg ogniwa po flance zęba będzie miał miejsce przy wartości stosunku sił T/F > 0,05, co wystąpi dla kąta obrotu bębna φ p zależnego od liczby zębów bębna. Natomiast od wartości kąta obrotu bębna φ p zależy chwilowa wartość siły reakcji pomiędzy torusem tylnym ogniwa poziomego a flanką zęba odniesiona do wartości siły f 352

353 T / F nabiegającej na bęben F/S H. Z tego powodu również pracę tarcia wyznaczono jako względną w stosunku do siły nabiegającej jako A f /S H [J/kN]. I tak: - dla z = 6 φ p = 52,6 o ; F(φ p )/S H = 0,972; A f /S H = 0,466 [J/kN]; - dla z = 7 φ p = 47,3 o ; F(φ p )/S H = 0,971; A f /S H = 0,466 [J/kN]; - dla z = 8 φ p = 43,5 o ; F(φ p )/S H = 0,946; A f /S H = 0,430 [J/kN]. Jeżeli wartość współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym będzie wynosić f = 0,10, to poślizg ogniwa po flance zęba będzie miał miejsce przy wartości stosunku sił T/F > 0,10, czyli: - dla z = 6 φ p = 56,0 o ; F(φ p )/S H = 0,979; A f /S H = 0,939 [J/kN]; - dla z = 7 φ p = 50,9 o ; F(φ p )/S H = 0,960; A f /S H = 0,921 [J/kN]; - dla z = 8 φ p > 2π/z poślizg nie wystąpi. 0,20 z = 6 0,15 z = 7 z = 8 0,10 0,05 0, Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys Dla tych samych warunków tarcia i tego samego wydłużenia podziałek ogniw Δp/p = 2,0%, w bębnach o zmodyfikowanym zarysie wartość reakcji R nie spada do zera przy kącie obrotu bębna o kąt podziałowy (φ R0 > 2π/z), nie ma więc warunków do wystąpienia poślizgu niezależnie od wartości współczynnika tarcia f pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym oraz niezależnie od liczby zębów. Dla tych samych warunków tarcia, przy współdziałaniu bębnów z łańcuchem o podziałkach ogniw wydłużonych o Δp/p = 3,0% na flance zęba pojawia się siła T niezbędna do utrzymania ogniwa poziomego w równowadze zarówno w bębnach normowych, jak i zmodyfikowanych (rys.8.16). 353

354 T / F 0,20 0,15 z = 6, normowy z = 6, zmodyfikowany z = 7, normowy z = 7, zmodyfikowany z = 8, normowy z = 8, zmodyfikowany 0,10 0,05 0, Kąt obrotu bębna φ [stopnie] Rys Jeśli wartość współczynnika tarcia pomiędzy flanką zęba a ogniwem poziomym będzie wynosić f = 0,05 to poślizg ogniwa po flance zęba będzie miał miejsce przy wartości stosunku sił T/F > 0,05, co wystąpi dla bębnów normowych niezależnie od liczby zębów, zaś dla bębnów zmodyfikowanych warunki do poślizgu wystąpią tylko w bębnie o liczbie zębów z = 8. Względna praca tarcia na flance zęba będzie wtedy wynosić w bębnach normowych: - dla z = 6 φ p = 49,9 o ; F(φ p )/S H = 0,966; A f /S H = 0,682 [J/kN]; - dla z = 7 φ p = 44,1 o ; F(φ p )/S H = 0,961; A f /S H = 0,676 [J/kN]; - dla z = 8 φ p = 38,5 o ; F(φ p )/S H = 0,914; A f /S H = 0,618 [J/kN]; i w bębnie zmodyfikowanym: - dla z = 8 φ p = 39,7 o ; F(φ p )/S H = 0,796; A f /S H = 0,330 [J/kN]. Dla współczynnika tarcia f = 0,1 poślizg będzie miał miejsce wyłącznie w bębnach normowych niezależnie od liczby ich zębów (rys.8.16). W bębnach zmodyfikowanych maksymalna wartość stosunku sił T/F występuje dla φ = 2π/z i możliwość wystąpienia poślizgu istnieje tylko dla następujących wartości współczynnika tarcia: - dla z = 6 f < 0,019; - dla z = 7 f < 0,038; - dla z = 8 f < 0,

355 8.3.3 Praca tarcia w przegubach ogniw W czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy następuje wzajemny obrót ogniw w przegubie przednim i w przegubie tylnym. Dla bębnów łańcuchowych normowych o liczbie zębów z = 6, z = 7 i z = 8, współdziałających z łańcuchem mm o podziałkach ogniw wydłużonych o Δp/p = 1,0%, przy wartości współczynnika tarcia na dnie gniazda g = 0,15 względną pracę tarcia w przegubach ogniw wyznaczono dla różnych wartości współczynnika tarcia ślizgowego w przegubach ogniw ( p = 0,1; p = 0,2 i p = 0,3) i współczynnika tarcia tocznego w przegubach ogniw o wartości f p = 0,05 mm. Przebieg względnej pracy tarcia w przegubie przednim ogniw w funkcji kąta φ 1 dla bębna łańcuchowego o liczbie zębów z = 6 zaprezentowano na rys Z powodu względnego określenie siły w przegubie przednim w stosunku do wartości siły nabiegającej S V /S H oraz drogi tarcia wyrażonej w milimetrach również pracę tarcia wyznaczono jako względną w stosunku do siły nabiegającej jako A p /S H [J/kN]. Faza toczenia się ogniw w przegubie przednim, charakteryzująca się niską wartością względnej pracy tarcia, wydłuża się w miarę wzrostu wartości współczynnika tarcia ślizgowego w przegubie. Im wyższa wartość współczynnika tarcia ślizgowego p tym później rozpoczyna się faza poślizgu ogniw, a równocześnie tym szybszy jest wzrost względnej pracy tarcia A p /S H w funkcji kąta φ 1 (rys.8.17). Sumaryczna względna praca tarcia w przegubie przednim A p /S H osiąga przy tym niższe wartości od sumarycznej względnej pracy tarcia w przegubie tylnym A t /S H, niezależnie od wartości współczynnika tarcia w przegubie (rys.8.18). Wynika to przede wszystkim z dużego udziału kąta * un w kącie podziałowym bębna, co skutkuje wysoką wartością drogi poślizgu ogniw w przegubie tylnym. Zwiększenie liczby zębów bębna powoduje zmniejszenie wartości kąta podziałowego bębna. Drogi toczenia się ogniw w przegubach, zależne od wartości współczynnika tarcia w przegubie, nie ulegają przy tym zmianie. W stosunku do bębna o liczbie zębów z = 6 skraca się natomiast droga poślizgu ogniw oraz względna praca tarcia w przegubie przednim w bębnach o liczbie zębów z = 7 (rys.8.19) i z = 8 (rys.8.21). Z tych samych względów zmniejszeniu ulega sumaryczna względna praca tarcia w przegubie tylnym w bębnie o liczbie zębów z = 7 (rys.8.20) i w jeszcze większym stopniu w liczbie zębów z = 8 (rys.8.22). Dla współczynnika tarcia w przegubie o wartości p = 0,2 sumaryczna względna praca tarcia w przegubach wynosi: - dla z = 6 A p /S H = 1,397 [J/kN]; A t /S H = 2,082 [J/kN]; A t /A p = 1,49; - dla z = 7 A p /S H = 1,050 [J/kN]; A t /S H = 1,853 [J/kN]; A t /A p = 1,76; - dla z = 8 A p /S H = 0,849 [J/kN]; A t /S H = 1,650 [J/kN]; A t /A p = 1,

356 A p /S H, A t /S H [J/kN] A p /S H [J/kN] 2,50 2,00 mi p = 0,1 mi p = 0,2 mi p = 0,3 1,50 1,00 0,50 0, φ 1 [stopnie] Rys ,5 3,0 Ap At 3,016 2,5 2,0 2,082 2,048 1,5 1,397 1,0 0,721 1,075 0,5 0,0 0,1 0,2 0,3 p Rys Im większa liczba zębów bębna, tym większa również wartość stosunku sumarycznej względnej pracy tarcia w przegubie tylnym do sumarycznej względnej pracy tarcia w przegubie przednim A t /A p. 356

357 A p /S H, A t /S H [J/kN] A p /S H [J/kN] 2,50 2,00 1,50 mi p = 0,1 mi p = 0,2 mi p = 0,3 1,00 0,50 0, φ 1 [stopnie] Rys ,5 3,0 Ap At 2,670 2,5 2,0 1,853 1,5 1,526 1,0 0,961 1,050 0,5 0,548 0,0 0,1 0,2 0,3 Rys Dla bębnów łańcuchowych o zmodyfikowanym zarysie o liczbie zębów z = 6, z = 7 i z = 8, współdziałających z łańcuchem mm o podziałkach ogniw wydłużonych o Δp/p = 1,0%, przy wartości współczynnika tarcia na dnie gniazda g = 0,15, względną pracę p 357

358 A p /S H, A t /S H [J/kN] A p /S H [J/kN] tarcia w przegubach ogniw wyznaczono dla różnych wartości współczynnika tarcia ślizgowego w przegubach ogniw ( p = 0,1; p = 0,2 i p = 0,3) i współczynnika tarcia tocznego w przegubie ogniw o wartości f p = 0,05 mm. 2,50 2,00 1,50 mi p = 0,1 mi p = 0,2 mi p = 0,3 1,00 0,50 0, φ 1 [stopnie] Rys ,5 3,0 Ap At 2,5 2,363 2,0 1,650 1,5 1,214 1,0 0,860 0,849 0,5 0,444 0,0 0,1 0,2 0,3 p Rys

359 A p /S H [J/kN] Charakter przebiegu względnej pracy tarcia w przegubie przednim w funkcji kąta φ 1 dla bębna łańcuchowego zmodyfikowanego o liczbie zębów z = 7 (rys.8.23), jest taki sam jak dla bębna normowego. Modyfikacja zarysu bębna powoduje skrócenie pierwszego etapu obrotu bębna o kąt podziałowy. Faza toczenia się ogniw w przegubie, charakteryzująca się niską wartością względnej pracy tarcia, wydłuża się w miarę wzrostu wartości współczynnika tarcia ślizgowego w przegubie i nie zależy od zmiany zarysu. W bębnach zmodyfikowanych skróceniu ulega faza poślizgu ogniw w przegubie przednim ogniwa poziomego. Powoduje to znaczne zmniejszenie sumarycznej względnej pracy tarcia w przegubie przednim w porównaniu z bębnem normowym oraz zwiększenie sumarycznej względnej pracy tarcia w przegubie tylnym (rys.8.24). Względna praca tarcia w przegubach wynosi: - dla z = 6 A p /S H = 0,765 [J/kN] A t /S H = 2,612 [J/kN], A t /A p = 3,41; - dla z = 7 A p /S H = 0,601 [J/kN] A t /S H = 2,253 [J/kN], A t /A p = 3,75; - dla z = 8 A p /S H = 0,469 [J/kN] A t /S H = 1,994 [J/kN], A t /A p = 4,25. 2,50 2,00 1,50 mi p = 0,1 mi p = 0,2 mi p = 0,3 1,00 0,50 0, φ 1 [stopnie] Rys Im większa liczba zębów bębna, tym większa również wartość stosunku sumarycznej względnej pracy tarcia w przegubie tylnym do sumarycznej względnej pracy tarcia w przegubie przednim A t /A p. Suma względnej pracy tarcia w przegubie przednim i tylnym jest przy tym niemal jednakowa dla bębnów normowych i zmodyfikowanych (rys.8.25) i maleje ze wzrostem liczby zębów bębna. 359

360 A p /S H + A t /S H [J/kN] A p /S H, A t /S H [J/kN] 3,0 2,612 2,5 2,253 Ap At 2,0 1,994 1,5 1,0 0,5 0,765 0,601 0,469 0, z Rys ,0 3,5 bęben normowy bęben zmodyfikowany 3,0 2,5 2,0 1,5 1,0 0,5 0, z Rys Doświadczalne porównanie sprawności bębna łańcuchowego produkowanego seryjnie i o zmodyfikowanej konstrukcji w ścianowym przenośniku zgrzebłowym W celu określenia rzeczywistej sprawności bębna łańcuchowego o zmodyfikowanej konstrukcji zainstalowany on został w napędzie wysypowym ścianowego przenośnika zgrzebłowego RYBNIK 850 o długości 240 m i średnim nachyleniu podłużnym α = 6. Przenośnik wyposażony był w dwa jednosilnikowe napędy o mocy 315/105 kw. Transport 360

361 urobku wzdłuż rynnociągu realizowany był przez dwupasmowy łańcuch zgrzebłowy mm z prędkością 1,3 m/s. Dla potrzeb porównania pracy bębnów łańcuchowych o różnej geometrii, w napędzie wysypowym zastosowano bęben zmodyfikowany, zaś w napędzie zwrotnym bęben konwencjonalny. Dokonano pomiaru natężenia prądów pobieranych przez silniki elektryczne w napędzie wysypowym i zwrotnym oraz obciążenia w łańcuchu zgrzebłowym. Ze względu na rozmieszczenie elementów układu pomiarowego wyznaczono sprawność układu napędowego wraz z bębnem łańcuchowym na podstawie przebiegów czasowych sił w łańcuchu prawym i lewym oraz przebiegów czasowych natężenia prądu pobieranego przez silniki napędowe w napędzie wysypowym i zwrotnym. Sprawność układu napędowego wraz z bębnem łańcuchowym w napędzie wysypowym wyznaczono z zależności: P ŁA A (8.22) PSA gdzie: P ŁA moc przekazywana na łańcuch zgrzebłowy przez bęben w napędzie wysypowym, P SA moc silnika w napędzie wysypowym, przy czym moc przekazywaną łańcuchowi zgrzebłowemu przez bęben łańcuchowy w napędzie wysypowym wyznaczono jako iloczyn prędkości łańcucha zgrzebłowego i siły obwodowej przekazywanej na ogniwa łańcucha przez bęben w napędzie wysypowym: P ŁA SNA SZA vł gdzie: S NA siła w łańcuchu nabiegającym na bęben łańcuchowy, S ZA siła w łańcuchu zbiegającym z bębna łańcuchowego, v Ł prędkość łańcucha zgrzebłowego. (8.23) Siłę w łańcuchu nabiegającym na bęben łańcuchowy napędu wysypowego S NA wyznaczono jako średnią całkową wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z dwusekundowych fragmentów przebiegów czasowych zarejestrowanych w gałęzi górnej przenośnika przed wejściem siłomierzy na bęben łańcuchowy napędu wysypowego, zaś siłę w łańcuchu zbiegającym z bębna łańcuchowego napędu wysypowego wyznaczono jako średnią całkową wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z dwusekundowych fragmentów przebiegów czasowych zarejestrowanych w gałęzi dolnej przenośnika po zejściu tych samych siłomierzy z bębna łańcuchowego napędu wysypowego. Moc silnika elektrycznego w napędzie wysypowym obliczono jako iloczyn mocy nominalnej silnika i stosunku zarejestrowanego natężenia prądu silnika w tym napędzie do nominalnego natężenia prądu silnika: 361

362 gdzie: P SN nominalna moc silnika, I A I A PSA PSN (8.24) INA zarejestrowane natężenie prądu silnika w napędzie wysypowym, I NA nominalne natężenie prądu. Natężenie prądu silnika w napędzie wysypowym wyznaczono jako średnią całkową wartość z zarejestrowanych fragmentów przebiegów czasowych natężenia prądu w czasie odpowiadającym wyznaczeniu sił w łańcuchu zgrzebłowym. Analogicznie wyznaczono sprawność bębna łańcuchowego w napędzie zwrotnym oznaczając poszczególne wielkości indeksem B Doświadczalne porównanie sprawności bębnów łańcuchowych Przykładowy sposób wyznaczenia sprawności produkowanego seryjnie bębna łańcuchowego wraz z napędem zwrotnym przenośnika nieobciążonego urobkiem, przedstawiono dla sytuacji przechodzenia przez bęben łańcuchowy siłomierzy w 6330 sekundzie pomiarów (pomiar nr I/6/B). Siłę nabiegającą na bęben łańcuchowy wyznaczono jako średnią całkową wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z dwusekundowego fragmentu przebiegów w czasie od 6327 do 6329 sekundy pomiaru zarejestrowanego przed wejściem siłomierzy na bęben łańcuchowy (rys.8.26). Średnia całkowa wartość sumarycznej siły nabiegającej na bęben zwrotny wynosi S NB = 121,54 kn. Po przejściu siłomierzy przez bęben łańcuchowy do gałęzi górnej przenośnika wyznaczono z przebiegów czasowych sumaryczną siłę zbiegającą w łańcuchu prawym i lewym (rys.8.27) wynoszącą S ZB = 64,03 kn, co oznacza, że łańcuch zgrzebłowy nie luzuje się przy zbieganiu z bębna napędu zwrotnego. Zwraca przy tym uwagę znaczna nierównomierność obciążenia łańcucha prawego i lewego. Zarówno w gałęzi dolnej przenośnika jak i w górnej, w otoczeniu bębna napędu zwrotnego siły w łańcuchu lewym mają wartości znacznie większe niż w łańcuchu prawym. Moc przekazywana z bębna napędu zwrotnego na łańcuch zgrzebłowy w analizowanym fragmencie pomiaru wynosi P ŁB = 74,76 kw. W tym czasie średnia wartość natężenia prądu pobieranego przez silnik w napędzie zwrotnym wynosi I B =84,65 A, co przy nominalnym natężeniu prądu silnika wynoszącym I NB = 212 A odpowiada mocy silnika P SB = 125,78 kw. Sprawność produkowanego seryjnie bębna łańcuchowego wraz z napędem zwrotnym przenośnika nieobciążonego urobkiem wynosi w tym przypadku η B = 0,59. Przykładowy sposób wyznaczenia sprawności zmodyfikowanego bębna łańcuchowego wraz z napędem wysypowym przenośnika nieobciążonego urobkiem, przedstawiono dla sytuacji przechodzenia siłomierzy przez bęben łańcuchowy w 5803 sekundzie pomiarów (pomiar nr I/3/A). Siłę nabiegającą na bęben łańcuchowy wyznaczono jako średnią całkową 362

363 S [kn] I [A] S [kn] I [A] łańcuch lewy łańcuch prawy łańcuch lewy+lancuch prawy IA IB gałąź dolna , , , , , t [s] Rys łańcuch lewy łańcuch prawy łańcuch lewy+lancuch prawy IA IB gałąź górna , , , , , ,5 t [s] Rys wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z dwusekundowego fragmentu przebiegów w czasie od 5800 do 5802 sekundy pomiaru zarejestrowanego przed wejściem siłomierzy na bęben łańcuchowy (rys.8.28). Średnia całkowa wartość sumarycznej siły nabiegającej na bęben wysypowy wynosi S NA = 126,49 kn. Po przejściu siłomierzy przez bęben łańcuchowy do gałęzi dolnej przenośnika wyznaczono z przebiegów czasowych sumaryczną 363

364 S [kn] I [A] siłę zbiegającą w łańcuchu prawym i lewym (rys.8.29) wynoszącą S ZA = 58,01 kn, co oznacza, że łańcuch zgrzebłowy w przenośniku nieobciążonym urobkiem nie luzuje się również przy zbieganiu z bębna napędu wysypowego. Moc przekazywana z bębna napędu wysypowego na łańcuch zgrzebłowy w tym fragmencie pomiaru wynosi P ŁA = 88,94 kw, zaś średnia wartość natężenia prądu pobieranego przez silnik w napędzie zwrotnym wynosi I A = 74,16 A, co przy nominalnym natężeniu prądu silnika wynoszącym I NA = 212 A odpowiada mocy silnika P SA = 110,19 kw. Sprawność zmodyfikowanego bębna łańcuchowego wraz z napędem wysypowym przenośnika nieobciążonego urobkiem wynosi w tym przypadku η A = 0, łańcuch lewy 250 łańcuch prawy łańcuch lewy+łańcuch prawy 125 IA 200 IB gałąź górna , , , , , t [s] Rys Sposób wyznaczenia sprawności produkowanego seryjnie bębna łańcuchowego w napędzie zwrotnym przenośnika załadowanego urobkiem, którego obciążenie prądowe jest na poziomie 64% mocy nominalnej, przedstawiono dla sytuacji przechodzenia przez bęben łańcuchowy siłomierzy w pomiarze II/3/B. Siłę nabiegającą na bęben łańcuchowy wyznaczono jako średnią całkową wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z dwusekundowego fragmentu przebiegów w czasie od 5152,5 do 5154,5 sekundy pomiaru zarejestrowanego przed wejściem siłomierzy na bęben łańcuchowy (rys.8.30). Średnia wartość sumarycznej siły nabiegającej na bęben wynosi S NB = 150,98 kn. Po przejściu siłomierzy przez bęben łańcuchowy do gałęzi górnej przenośnika wyznaczono z przebiegów czasowych od 5157 do 5159 sekundy pomiaru sumaryczną siłę zbiegającą w łańcuchu prawym i lewym (rys.8.31) wynoszącą S ZB = 68,83 kn. Moc przekazywana z bębna napędu zwrotnego na łańcuch zgrzebłowy w analizowanym fragmencie pomiaru wynosi P ŁB = 106,80 kw, zaś obciążeniu prądowemu silnika wynoszącemu I B = 134,55 A odpowiada 364

365 S [kn] I [A] moc P SB = 199,92 kw. Sprawność produkowanego seryjnie bębna łańcuchowego wraz z napędem zwrotnym przenośnika załadowanego urobkiem wynosi dla tego pomiaru η B = 0, łańcuch lewy łańcuch prawy łańcuch lewy+łańcuch prawy IA IB gałąź dolna , , , , , ,5 t [s] Rys Sprawność zmodyfikowanego bębna łańcuchowego w napędzie wysypowym przenośnika załadowanego urobkiem, którego obciążenie prądowe jest na poziomie 57% mocy nominalnej, przedstawiono dla sytuacji przechodzenia przez bęben łańcuchowy siłomierzy w pomiarze II/4/A. Siłę nabiegającą na bęben łańcuchowy wyznaczono jako średnią całkową wartość sumarycznej siły w łańcuchu prawym i lewym z dwusekundowego fragmentu przebiegów w czasie od 5347do 5349 sekundy pomiaru zarejestrowanego przed wejściem siłomierzy na bęben łańcuchowy (rys.8.32). Średnia wartość sumarycznej siły nabiegającej na bęben wynosi S NA = 210,75 kn. Po przejściu siłomierzy przez bęben łańcuchowy do gałęzi dolnej przenośnika wyznaczono z przebiegów czasowych od 5351 do 5353 sekundy pomiaru sumaryczną siłę zbiegającą w łańcuchu prawym i lewym (rys.8.33) wynoszącą S ZA = 100,33 kn. Moc przekazywana z bębna napędu wysypowego na łańcuch zgrzebłowy w analizowanym fragmencie pomiaru wynosi P ŁA = 143,55 kw, zaś obciążeniu prądowemu silnika wynoszącemu I A = 121,29 A odpowiada moc P SA = 180,22 kw. Sprawność zmodyfikowanego bębna łańcuchowego wraz z napędem wysypowym przenośnika załadowanego urobkiem wynosi dla tego pomiaru η A = 0,80. W analogiczny sposób wyznaczono sprawność bębnów łańcuchowych produkowanego seryjnie w napędzie zwrotnym przenośnika i o zmodyfikowanej konstrukcji w napędzie wysypowym w dwóch seriach pomiarów (tab.8.1). W serii pierwszej 365

366 obejmującej pomiary od nr I/1/A do nr I/7/A, zawierającej cztery przejścia siłomierzy przez bęben w napędzie wysypowym i trzy przejścia siłomierzy przez bęben w napędzie zwrotnym, przenośnik nie był załadowany urobkiem a jego obciążenie stanowiły opory ruchu łańcucha zgrzebłowego. Obciążenia prądowe silników napędowych przemieszczających łańcuch zgrzebłowy zawierały się w przedziale od 34% do 40% obciążeń nominalnych. W drugiej serii zawierającej pomiary od nr II/1/B do nr II/7B, obejmującej trzy przejścia siłomierzy przez bęben łańcuchowy w napędzie wysypowym i cztery przejścia siłomierzy przez bęben w napędzie zwrotnym, przenośnik był załadowany urobkiem węglowym a obciążenia prądowe silników napędowych odpowiadały zakresowi od 53% do 76% wartości mocy nominalnej. Tabela 8.1 Wyniki pomiarów wykorzystane do wyznaczenia sprawności bębnów łańcuchowych Seria / nr pom. / napęd Średnia siła obwodowa Moc przekazywana na łańcuch Średnie natężenie prądu Moc silnika Względne obciążenie prądowe Sprawność bębna łańcuchowego wraz z napędem [kn] [kw] [A] [kw] [%] I/1/A 63,75 82,88 75,11 111, ,74 I/2/B 35,98 46,77 81,57 121, ,39 I/3/A 68,41 88,94 74,16 110, ,81 I/4/B 50,68 65,88 81,21 120, ,55 I/5/A 75,08 97,60 73,50 109, ,89 I/6/B 57,51 74,76 84,65 125, ,59 I/7/A 57,00 74,10 72,85 108, ,69 II/1/B 58,74 76,36 111,85 166, ,46 II/2/A 122,37 159,08 120,74 179, ,89 II/3/B 82,15 106,80 134,55 199, ,53 II/4/A 110,42 143,55 121,29 180, ,80 II/5/B 124,90 162,37 160,51 238, ,68 II/6/A 140,42 182,55 126,55 188, ,97 II/7/B 108,18 140,63 139,57 207, ,68 W pierwszej serii pomiarów, w której przenośnik nie był obciążony urobkiem, sprawność bębna produkowanego seryjnie wraz z napędem zwrotnym była niska i zawierała się w przedziale od η B = 0,39 do η B = 0,59, przy średniej wartości η B = 0,51. Wyższa była sprawność bębna o zmodyfikowanej konstrukcji wraz z napędem wysypowym, która przyjmowała wartości z przedziału od η A = 0,69 do η A = 0,89, przy średniej wartości η B = 0,78. Sprawność bębnów łańcuchowych w obydwóch napędach wzrosła po załadowaniu 366

367 S [kn] I [A] S [kn] I [A] przenośnika urobkiem węglowym. W napędzie zwrotnym sprawność bębna produkowanego seryjnie zawierała się w przedziale od η B = 0,46 do η B = 0,68, przy średniej wartości η B = 0,59. W napędzie wysypowym sprawność zmodyfikowanego bębna łańcuchowego przyjmowała wartości z przedziału od η A = 0,80 do η A = 0,97, przy średniej wartości η A = 0, łańcuch lewy łańcuch prawy łańcuch lewy+łańcuch prawy IA IB gałąź dolna t [s] Rys łańcuch lewy łańcuch prawy łańcuch lewy+łańcuch prawy IA IB gałąź górna t [s] Rys

368 S [kn] I [A] S [kn] I [A] gałąź górna łańcuch lewy łańcuch prawy łańcuch lewy+łańcuch prawy IA IB t [s] Rys łańcuch lewy łańcuch prawy łańcuch lewy+łańcuch prawy IA IB gałąź dolna t [s] Rys Niezależnie od stopnia załadowania przenośnika ścianowego urobkiem zarówno zakres zmienności sprawności jak i wartość średnia sprawności były zdecydowanie wyższe dla napędu wysypowego wyposażonego w bęben o zmodyfikowanej konstrukcji niż dla napędu zwrotnego z bębnem produkowanym seryjnie. 368

369 Sprawność Sprawność bębnów łańcuchowych w ścianowym przenośniku zgrzebłowym w istotny sposób zależy od wartości obciążenia układu pociągowego (od wartości sił w łańcuchu nabiegającym na bęben i sił w łańcuchu zbiegającym z bębna). Wyznaczone z pomiarów wartości sprawności przedstawione w zależności od wartości siły obwodowej na bębnie i zaprezentowane linie trendu (rys.8.34) wskazują jednoznacznie na wzrost sprawności ze wzrostem obciążenia oraz na wyższą wartość sprawności bębna o zmodyfikowanej konstrukcji. 1.0 Bęben zmodyfikowany 0.8 Bębrn seryjny Siła obwodowa [kn] Rys Niskie wartości sprawności wyznaczone dla przenośnika ścianowego nieobciążonego urobkiem, co charakteryzuje się małymi wartościami sił obwodowych, oraz stosunkowy szybki wzrost wartości sprawności przy niewielkim wzroście obciążenia wynikają przy tym z metody wyznaczenia mocy silnika z jego obciążenia prądowego. W zakresie niskich wartości natężenia prądu stosunkowo duży wpływ na wartość obciążenia prądowego ma bowiem wartość prądu biegu jałowego silnika. 8.5 Opracowanie wytycznych prawidłowej eksploatacji bębnów łańcuchowych w ścianowych przenośnikach zgrzebłowych Przeprowadzone badania w powiązaniu z analizą stanu obciążenia w zazębieniu zębów bębna łańcuchowego z ogniwami łańcucha zgrzebłowego jednoznacznie wskazują, iż zużycie występuje w pewnych charakterystycznych węzłach gniazd bębnów łańcuchowych 369

370 przenośników zgrzebłowych. Ich lokalizacja wynika przy tym ściśle ze sposobu współpracy tych elementów. Poślizgom torusa przedniego ogniw łańcucha zgrzebłowego na powierzchni dna gniazda o ograniczonej powierzchni towarzyszą bowiem duże siły nacisku i tarcia, decydujące o zużyciu ściernym przedniej części dna gniazd bębna łańcuchowego. Zużyciu ulegają również tylna część dna gniazda oraz flanki zębów po stronie roboczej, w miejscu kontaktu tych elementów z torusem tylnym ogniw poziomych. Uprzywilejowany kierunek ruchu łańcucha zgrzebłowego transportującego urobek determinuje zasadniczy kierunek obrotów bębna łańcuchowego. Wpływa to na asymetryczne zużycie się den gniazd i flanek zębów. Na wycofanym, ze względu na zużycie, z eksploatacji bębnie łańcuchowym widoczne są istotne różnice (rys.8.35), zarówno w wielkości zużycia jak i stereometrii gniazda, po stronie napędowej przedniej (stykającej się z torusem tylnym ogniwa poziomego) oraz biernej tylnej. Siły działające na dno gniazda i flankę roboczą segmentów zębów zależne są przy tym od wartości siły w gałęzi łańcucha nabiegającej na bęben. Im wyższa wartość siły przenoszonej przez ogniwa łańcucha nabiegającego na bęben tym wyższe wartości wszystkich reakcji pomiędzy ogniwem poziomym wchodzącym w zazębienie a dnem gniazda i flanką zęba. Wartość siły w łańcuchu nabiegającym na bęben łańcuchowy zależna jest od oporów ruchu w gałęzi ładownej (górnej) łańcucha zgrzebłowego, oporów ruchu w gałęzi powrotnej (dolnej) łańcucha zgrzebłowego, nachylenia podłużnego przenośnika, wartości napięcia wstępnego łańcucha, konfiguracji napędów przenośnika i rozdziału obciążeń pomiędzy napędami. Rys Znaczenie konfiguracji napędów przenośnika i napięcia wstępnego łańcucha Stosowane w górnictwie węgla kamiennego zgrzebłowe przenośniki ścianowe wyposażone są w dwa napędy: wysypowy i zwrotny. W polskich kopalniach węgla kamiennego stosuje się najczęściej przenośniki ścianowe z dwoma lub z trzema silnikami napędowymi. 370

371 Konfiguracja napędu zwrotnego musi uwzględniać możliwości dojazdu kombajnu ścianowego do końca ściany, co przy bezwnękowej eksploatacji związane jest z koniecznością minięcia kadłuba napędu zwrotnego przenośnika przez ramię wychylne kombajnu. Z tych względów w napędach zwrotnych ścianowych przenośnikach zgrzebłowych stosuje się wyłącznie pojedyncze zespoły napędowe. Natomiast napęd wysypowy przenośnika ścianowego najczęściej wyprowadzony jest do chodnika podścianowego, co umożliwia zastosowanie dwóch zespołów do napędu bębna łańcuchowego w tym napędzie. Z tych powodów znacząca większość ścianowych przenośników zgrzebłowych stosowanych w polskim górnictwie węgla kamiennego wyposażona jest w trzy silniki napędowe dwa w napędzie wysypowym i jeden w napędzie zwrotnym. Przy zastosowaniu jednakowych silników moc zainstalowana w napędzie wysypowym jest dwukrotnie wyższa niż w napędzie zwrotnym. W rezultacie siła obwodowa, będąca różnicą siły w łańcuchu nabiegającym na bęben i w łańcuchu zbiegającym z bębna, przenoszona przez bęben łańcuchowy w napędzie wysypowym jest dwukrotnie wyższa niż przenoszona przez bęben łańcuchowy w napędzie zwrotnym. Konfiguracja napędów przenośnika z dwoma silnikami w napędzie wysypowym i jednym w napędzie zwrotnym sprawia, że tworzą się warunki do luzowania łańcucha zgrzebłowego przy zbieganiu z bębna łańcuchowego napędu wysypowego i przejmowania części oporów ruchu w gałęzi dolnej przez napęd wysypowy, co skutkuje zwiększoną wartością siły w łańcuchu nabiegającym na bęben w napędzie wysypowym. Ponieważ w tym przypadku udział mocy napędu wysypowego w sumarycznej mocy zainstalowanej w przenośniku wynosi 2/3 to sytuacja, w której luzowanie łańcucha występuje w miejscu jego zbiegania z bębna napędu wysypowego trwa dopóki opory ruchu łańcucha zgrzebłowego i urobku w gałęzi górnej przenośnika nie będą dwukrotnie wyższe od oporów ruchu łańcucha zgrzebłowego w gałęzi dolnej przenośnika. Ze względu na możliwość zmniejszenia szczytowych wartości sił w łańcuchu nabiegającym na bęben napędu wysypowego należy stosować w ścianowych przenośnikach zgrzebłowych konfigurację napędów z pojedynczym silnikiem napędowym w napędzie wysypowym i zwrotnym o tych samych mocach. Ponadto wyposażenie napędu wysypowego i zwrotnego w pojedyncze zespoły napędowe o takiej samej mocy sprzyja wyrównaniu obciążeń bębnów w obydwóch napędach. Jeżeli napięcie wstępne łańcucha zgrzebłowego będzie zbyt duże i skompensuje całkowicie wydłużenia sprężyste spowodowane oporami ruchu gałęzi górnej i dolnej łańcucha wystąpi stan nieluzowania łańcucha. Resztowe napięcie wstępne pozostające po skompensowaniu wydłużeń sprężystych zwiększa wartości sił w każdym punkcie konturu łańcucha. Stan nieluzowania łańcucha prowadzi więc do wzrostu wartości sił w łańcuchu nabiegającym i zbiegającym zarówno z bębna napędu wysypowego jak i bębna napędu zwrotnego. Stosowany obecnie sposób wstępnego napinania łańcucha zgrzebłowego polegający na okresowej kontroli i skracaniu bądź wydłużaniu łańcucha o kilka ogniw nie jest 371

372 w stanie zapewnić właściwej wartości napięcia wstępnego ze względu na dużą liczbę zmiennych czynników wpływających na jego wartość. Zdecydowanym ułatwieniem w tej sytuacji jest zastosowanie oferowanej przez producentów rynny teleskopowej w napędzie zwrotnym, która umożliwia płynne wydłużanie lub skracanie konturu łańcucha zgrzebłowego. Całkowicie problem napinania wstępnego może rozwiązać jednak dopiero zastosowanie nadążnego napinania łańcucha, które automatycznie będzie zmieniać położenie bębna łańcuchowego w rynnie teleskopowe Znaczenie wydłużenia podziałki łańcucha i liczby zębów bębna Wzrost podziałki ogniw zmienia charakter współdziałania łańcucha zgrzebłowego z bębnem napędowym i może prowadzić do nieprawidłowości w postaci nadmiernego obciążenia łańcucha, zakleszczeń ogniw, przyspieszonego zużycia zębów i gniazd bębna łańcuchowego, wyrzutników łańcucha oraz ogniw łańcucha a nawet może być przyczyną zerwań łańcucha zgrzebłowego. Relacje geometryczne pomiędzy bębnem łańcuchowym a ogniwami łańcucha decydują o położeniu ogniw łańcucha w gniazdach bębna i miejscu wystąpienia sprzężenia kształtowego pomiędzy segmentami zębów bębna i ogniwami poziomymi łańcucha. W czasie eksploatacji ścianowego przenośnika zgrzebłowego następuje głównie na skutek zużycia ściernego zwiększenie podziałki łańcucha ogniwowego i zmniejszenie podziałki bębna łańcuchowego. Rzeczywista podziałka ogniw łańcucha na skutek tarcia w przegubach ogniw podczas nabiegania i zbiegania łańcucha z bębna łańcuchowego zwiększa się ponad podziałkę technologiczną łańcucha ogniwowego w miarę eksploatacji pociągowego układu łańcuchowego. Zwiększenie długości podziałki łańcucha wynikające z tolerancji wykonania łańcucha oraz z zużycia ściernego ogniw w przegubach wynoszące Δp najczęściej opisuje się względnym zwiększeniem podziałki odniesionym do podziałki technologicznej Δp/p i wyrażonym w procentach. Wskutek 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 są nachylone względem den gniazd tak, że ich torusy przednie stykają się dnami gniazd a torusy tylne stykają się z bokami roboczymi segmentów zębów. Im większa wartość wydłużenia podziałek ogniw tym większe prawdopodobieństwo wystąpienia poślizgu torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba, który decyduje o zużyciu ściernym roboczej flanki zęba. Maksymalne względne wydłużenie podziałek ogniw nie powinno przy tym przekraczać Δp/p = 2,5% ze względu na prawidłowe współdziałanie ogniw łańcucha z bębnem łańcuchowym. Zróżnicowanie podziałek ogniw odcinków łańcucha współdziałających z bębnami łańcuchowymi, zależne od rozkładu trwałych wydłużeń podziałek ogniw łańcucha wzdłuż jego 372

373 konturu wpływa na okresowe zróżnicowanie obciążenia napędów. Na rozdział mocy pomiędzy napęd wysypowy i zwrotny oddziałuje nie tyle bezwzględna wartość wydłużeń odcinków łańcucha, ile rozkład tych wydłużeń wzdłuż konturu łańcucha. Z tego względu nie należy w jednym przenośniku ścianowym łączyć odcinków łańcucha nowego z łańcuchem zużytym o wydłużonych podziałkach. Zróżnicowanie rozdziału mocy wywołane zróżnicowaniem podziałek ogniw łańcucha powtarza się po pełnym obiegu łańcucha. Ponieważ w połowie obiegu ten sam odcinek łańcucha przechodzi z bębna łańcuchowego napędu wysypowego na bęben napędu zwrotnego to następuje odwrócenie reakcji tych silników (po wzroście obciążenia jego spadek a po spadku wzrost). Zróżnicowanie podziałek łańcucha wzdłuż konturu łańcucha ma zasadniczy wpływ na chwilowe zróżnicowanie mocy poszczególnych silników napędowych przenośnika prowadzące do okresowego przeciążania i niedociążania wszystkich elementów układu napędowego, w tym bębnów łańcuchowych. Analiza obciążenia elementów bębna łańcuchowego a zwłaszcza porównanie szczytowych wartości sił działających na dna gniazd i flanki zębów wskazuje jednoznacznie na korzystne obciążenie bębnów o większej liczbie zębów. Dodatkowym atutem bębnów o dużej liczbie zębów jest mniejsza liczba zazębień i wyzębień ogniw poziomych łańcucha z jednym gniazdem bębna w jednostce czasu przy tej samej prędkości łańcucha zgrzebłowego. Niestety znaczącą przeszkodą w zastosowaniu bębnów łańcuchowych o dużej liczbie zębów w ścianowych przenośnikach zgrzebłowych jest ich średnica zewnętrzna determinująca wysokość kadłubów napędu wysypowego i zwrotnego, co jest ważne nie tylko w ścianach niskich. Zwiększenie wysokości napędu wysypowego związane jest przy tym ze wzrostem kąta nachylenia rynny najazdowej lub jej wydłużeniem. Natomiast zwiększenie wysokości napędu zwrotnego musi uwzględniać możliwości dojazdu kombajnu ścianowego do końca ściany, co związane jest z koniecznością minięcia kadłuba napędu zwrotnego przenośnika przez ramię wychylne kombajnu. Z tych względów w ścianowych przenośnikach zgrzebłowych rzadko stosuje się bębny łańcuchowe o liczbie zębów z = 8, których obciążenie jest zdecydowanie bardziej korzystne niż bębnów o mniejszej liczbie zębów Metody oceny stanu technicznego bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych w warunkach eksploatacyjnych Głównymi procesami niszczącymi bębny łańcuchowe są procesy zużycia ściernego i ścierno korozyjnego oraz pękanie zmęczeniowe. Łącznie zużycie ścierne i procesy zmęczeniowe bębnów są przyczyną wycofania z eksploatacji około 75% bębnów łańcuchowych przenośników zgrzebłowych, dlatego na te formy zniszczeń eksploatacyjnych należy zwrócić szczególną uwagę. Proponowane metody oceny i kryteria powinny być możliwie proste, efektywne i mało czasochłonne. 373

374 Z punktu widzenia prawidłowości współpracy łańcuchów z bębnami oraz zachowania dostatecznej sprawności zazębienia szczególne znaczenie w praktyce mają dwie wielkości określające stopień zużycia ściernego bębnów. Są to następujące wielkości liniowe: - wzrost długości gniazd współpracujących z ogniwami poziomymi, który odbywa się kosztem zmniejszania się grubości zębów, - obniżanie się położenia dna gniazda bębna czyli zmniejszanie się odległości dna gniazda od osi obrotu bębna. Pozostałe ubytki zużyciowe, korozyjne i ścierno-korozyjne w praktyce eksploatacyjnej bębnów łańcuchowych mają drugorzędne znaczenie i przy ocenie stopnia zużycia mogą być pominięte lub brane pod uwagę pomocniczo. Zmniejszenie się grubości zębów w wyniku zużycia powoduje spadek wskaźnika zginania w krytycznych przekrojach zębów z kwadratem grubości. Obniżanie się dna gniazda powoduje zaś liniowy wzrost momentu zginającego w krytycznych przekrojach zębów w przypadku wystąpienia obciążenia w strefie głowy zębów. W efekcie oba wspomniane ubytki powodują pogorszenie się stanu naprężeń co sprzyja inicjowaniu pęknięć zmęczeniowych zębów, gdzie główny stan naprężeń zmienia się z częstotliwością wynikającą z prędkości obrotowej bębnów łańcuchowych. Pełna i prawidłowa ocena wielkości ubytków zużyciowych oraz ujawnianie pęknięć zmęczeniowych jest w praktyce możliwe dopiero po zdjęciu łańcucha, co znacznie utrudnia organizację procesu kontroli stopnia zużycia eksploatacyjnego bębnów. Zdjęcie łańcucha wiąże się z koniecznością jego rozpięcia po uprzednim unieruchomieniu przenośnika. Wymusza to postój całego systemu maszynowego ściany wydobywczej. Należy więc dążyć do stosowania takich metod oceny stopnia zużycia bębnów, które wymagać będą możliwie najkrótszej przerwy w pracy. Spośród rozważanych wielu metod oceny stopnia zużycia bębnów najkorzystniejszym wydaje się zastosowanie następujących metod: - pomiar zwiększenia długości gniazda na wysokości nominalnej dna oraz pomiar obniżenia dna gniazda bębna łańcuchowego za pomocą prostych przyrządów do pomiarów liniowych i porównanie wartości zmierzonych z nominalnymi; - użycie przyrządu kontrolnego w postaci specjalnego ogniwa wykonanego z cienkościennych rurek stalowych, składającego się z półogniw o nominalnej średnicy pręta połączonych ze sobą za pomocą dwóch jednakowych śrub rzymskich z gwintem odpowiednio lewym i prawym, co umożliwia po ustawieniu dowolnej podziałki ogniwa kontrolnego pomiar rzeczywistej długości gniazda bębna (rys.8.36); - użycie specjalnego przyrządu w postaci odcinka łańcucha wzorcowego złożonego z rozbieralnych ogniw, wykonanych podobnie jak ogniwo kontrolne z cienkościennych rurek stalowych, którym można opasać bęben łańcuchowy z jednoczesnym napięciem łańcucha (rys.8.37); 374

375 - przestrzenny scanning powierzchni roboczych bębna, w którym zarejestrowany obraz wybranych powierzchni może być porównywany z obrazem nominalnym lub ze stanem wyjściowym danego egzemplarza bębna (metoda przyszłościowa wymagająca przystosowania do warunków występujących w miejscu prowadzenia pomiarów). Dla potrzeb ujawniania pęknięć zmęczeniowych zębów bębnów łańcuchowych proponuje się stosowanie następujących metod z zakresu techniki badań nieniszczących: - użycie penetrantów wnikających w szczeliny umożliwia ujawnienie pęknięć zmęczeniowych i innych wad powierzchniowych, które z reguły rozwijają się od powierzchni roboczych. Penetrantami są najczęściej ciekłe preparaty w formie sprayu, które po naniesieniu i wytarciu powierzchni jaskrawo świecą w świetle na przykład lampy ultrafioletowej, obrazując położenie i przebieg pęknięcia. - użycie zawiesiny rozdrobnionego magnetytu w specjalnej cieczy nośnej, którą spryskuje się analizowaną powierzchnię z ewentualnym dodatkowym wykorzystaniem pola magnetycznego. Pod działaniem pola magnetycznego drobinki magnetytu przemieszczają się do krawędzi pęknięć i innych wad powierzchniowych. Metody z zakresu techniki badań nieniszczących proponuje się wykorzystywać przy podejmowaniu decyzji o dalszym wykorzystaniu bębnów łańcuchowych podczas alokacji ścianowego przenośnika zgrzebłowego. Dno gniazda nie stanowi jednolitej płaszczyzny, gdyż jest przedzielone wzdłużnym rowkiem zębnym, w którym układają się ogniwa pionowe łańcucha. Ponadto w środkowej części dna gniazda znajduje się poprzeczna wnęka na zgrzebło. Praktycznie więc dno gniazda stanowią cztery fragmenty płaszczyzny o niewielkim polu powierzchni, przy czym dwa fragmenty od strony nieroboczej flanki zęba współdziałają z torusem przednim ogniwa poziomego, zaś dwa fragmenty od strony roboczej flanki zęba współdziałają z torusem tylnym ogniwa poziomego. Rys

376 Rys Kryteria wycofania bębnów łańcuchowych z eksploatacji Graniczne wartości zużycia ściernego dna gniazda i flanki roboczej zęba ustalono na podstawie geometrycznego kryterium położenia ogniwa poziomego w gnieździe bębna. Zużycie ścierne roboczej flanki zęba powiększa długość dna gniazda o wielkość ubytków flanki zęba, mierzonych równolegle do dna gniazda, które oznaczono przez Δw 0 (rys.8.38). Zużycie flanki zęba prowadzi do przesuwania się punktu styku torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda w stronę środka gniazda. Punkty styku ogniwa z dnem gniazda, które leżą na krawędziach rowka zębnego zbliżają się przy tym do krawędzi wnęki pod zgrzebło, czemu towarzyszy zmniejszanie się powierzchni styku torusa przedniego z dnem gniazda (rys.8.36). Z tych względów punkt styku P 1 torusa przedniego z krawędzią rowka zębnego powinien być oddalony od wnęki pod zgrzebło (rys.8.38). Odległość punktu P 1 od krawędzi wnęki pod zgrzebło oznaczono przez 1 : przy czym: w u x (8.25) 1 z n w z L2 d tg (8.26) 2 z 2 cos z 1 1 cos c x r arcsin cos 2 P (8.27) rp 1 d r P 1 R 1 sin (8.28) 2 gdzie: w z odległość wnęki pod zgrzebło od początku boku wieloboku foremnego, 376

377 u n x z d L 2 ε odległość umownego środka przegubu przy torusie przednim ogniwa poziomego od początku boku wieloboku foremnego, przesunięcie punktu styku P 1 z osi rowka zębnego na jego krawędź w kierunku wnęki pod zgrzebło, liczba zębów bębna, grubość ogniwa łańcucha, szerokość zęba (wg PN G 46703), kąt nachylenia ogniwa poziomego względem dna gniazda, r P1 promień kontaktu torusa ogniwa z dnem gniazda w punkcie P 1, c szerokość rowka zębnego (wg PN G 46703), R zewnętrzny promień torusa ogniwa. Rys