マインスクレーパーコンベヤのチェーン駆動系の縦ねじり振動

Scientific Reports volume 13、記事番号: 9174 (2023) この記事を引用

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動作中のスクレーパコンベヤの動的特性を深く解析するために、貨物積載による励起下での縦およびねじり結合振動モードの機械的特性が研究されます。 Kelvin-Voigt モデルとポイントバイポイント張力法に基づいて、スクレーパーチェーン駆動システムの縦振動とねじり振動の結合モデルを確立します。次に、関数プログラムを構築し、数値シミュレーションを実行します。最後に、実験との比較によってモデルの正確性が検証されます。研究の結果、軽負荷と中負荷の2つの異なる使用条件下でのスクレーパチェーン駆動システムのねじり振動特性が明らかになり、スクレーパのねじり振動の影響範囲が明らかになりました。この分析の結果は、その後のスクレーパーパラメータの最適化、スクレーパーチェーン駆動システムの故障の予測、および故障が発生する前に早期警告を発するための計算のための理論的基礎を提供します。

その構造上の特徴により、スクレーパーコンベアは、連続した剛体と柔軟な結合構造とみなすことができます。機器の動作には、多くの場合、対応する縦方向およびねじり振り子の振動が伴います。過酷な作業環境と大きな石炭のせん断による衝撃1、2、3により、チェーンは衝撃荷重によって固着し、動作しなくなったり、深刻な場合には破損することもあります4、5、6。

現在、一部の学者はスクレーパーコンベヤの剛結合と可撓結合の動的特性について研究を行っています。 Dolipsk ら 7 は、スクレーパコンベヤの不均一な負荷状態の動的モデルを確立し、長距離コンベヤの使用負荷に関するコンピュータシミュレーションと解析を実施しました。 Shuhuan et al.8 は、スクレーパーコンベヤの動的特性に対する負荷の変化の影響を研究しました。 Nie et al.9 は、複数の空間固定有限要素を用いてチェーンドライブシステムをシミュレートし、貨物荷重の分布と運動形態を含め、オイラー法により各要素の動特性を解析しました。 Zhang et al.10 は、ADAMS シミュレーション、数値シミュレーション、および状態オブザーバーを使用して、コンベヤチェーンの張力の変化を分析しました。 Lianhang et al.11 は、スクレーパーコンベアの一部の横方向の曲げの機械モデルを確立し、中央トラフの水平方向の曲げ部分のパラメーターとそれらの関係を計算しました。 Jun12 は、スクレーパーコンベアの長手方向変動の動的挙動を研究し、動的有限要素モデルを確立しました。 Xiufang13 は、さまざまな駆動モードおよび輸送モードにおけるスクレーパーコンベヤの振動方程式と解析公式を導出し、離散化によって振動方程式を解きました。 Li et al.14 は、極限条件下で走行するチェーンの抵抗のメカニズムに基づいて、走行チェーンの抵抗の公式を導き出しました。 Zhang et al.15 は、スクレーパーチェーン駆動システムの張力分布を推定する方法を導入し、リングチェーン駆動システムの数学的モデルを確立し、MATLAB 関数で解かれたモデルを使用して動的モデルの性能を検証しました。 Dongsheng ら 16 は、スクレーパコンベヤの起動と制動の動的特性についてシミュレーションと実験研究を実施しました。 Yao17は、ヘビースクレーパーコンベアの駆動システムの動的特性とインテリジェントな制御方法を分析しました。 Wei18 はスクレーパーコンベアのチェーン張力変化の害を分析し、監視方法を提案しました。

Miao et al.19 は、断層条件下での動的特性の解析において、チェーンの長手方向変動の一般方程式を確立し、境界条件と初期値条件を決定し、数学モデルを解析的に解きました。 MATLAB ソフトウェアを使用して、直接始動およびチェーン故障条件下でのスクレーパーコンベヤの動的問題をシミュレートしました。 Jiang et al.20 は、さまざまなチェーン速度、地形、負荷条件におけるスクレーパーコンベア減速機の出力シャフトの振動信号を測定することにより、スクレーパーコンベアの動的特性を研究しました。 Dongsheng ら 21 は、数値シミュレーションを使用して、スクレーパーコンベヤのスプロケットとチェーンの噛み合い伝達を研究しました。彼らはまた、貨物負荷ありとなしの 2 つの作業条件下で、スクレーパーコンベヤチェーンのポリゴン効果の振動特性を分析しました。

要約すると、国内外の学者はスクレーパーコンベヤの動的特性の研究において有益な成果を上げてきました。しかし、研究内容の観点から、ADAMSソフトウェアによる動力学シミュレーションでは少数のチェーンリンクのみが考慮されており、機械全体の張力変動状態がうまく反映されていません。数値シミュレーションでは、二重チェーンの不均一な力によって引き起こされる一連のねじり振動は考慮されていません。したがって、シミュレーションは、複数の作業条件および衝撃荷重の下での機械全体の動的特性を完全に反映することができませんでした。

先行研究の限界を考慮して、この研究ではケルビン・フォークトモデルとポイントバイポイント張力法を適用して、スクレーパーコンベヤの縦振動とねじり振動の連成モデルを確立します。本研究は、負荷急変などの加振条件下における二重チェーンの不均一な力を考慮し、スクレーパチェーン駆動系の縦振動およびねじり振動の機械的特性を明らかにしました。

スクレーパーコンベヤは、完全に機械化された鉱山機械の主要コンポーネントです。スクレーパーコンベヤは、複雑で高度に結合されたマルチボディダイナミクスシステムです。動作原理は、中央のトラフとチェーンドライブシステムを使用して石炭を輸送することです。駆動モーターがスプロケットを回転させます。チェーンはスプロケットと噛み合っています。スクレーパは、牽引コンポーネントとしてチェーンに固定されています。図1に示すように、スクレーパコンベヤは主に駆動モータ、中間トラフ、スプロケット、スクレーパ、チェーンで構成されています。

ねじり振り子の振動の機械モデルとスクレーパー力線図。

ケルビン・フォークトモデルとポイントバイポイント張力法を使用してモデルを確立し、スクレーパーチェーン駆動システムのねじり振動を解析します。チェーンの質量はスクレーパーに分配されます。スクレーパとチェーン駆動系のねじり振り子振動の機械モデルとスクレーパの力を図2に、その変数注釈表を表1に示します。

ねじり振り子振動の機械モデルとスクレーパー力線図。

i 番目のスクレーパに対して微分運動方程式が確立されます。

どこ

動的方程式と状態方程式が確立される。すなわち、上記で確立した動的方程式に対して関数サブルーチンを構築し、動的解析の前処理を実現する。並進座標ｘ（ｉ）および回転座標θ（ｉ）をｘ（ｉ）で表す。一般化座標 x(i) は方程式を解くのに便利です。上記の動的方程式の状態関数は次のとおりです。

どこ

ここで、f はスクレーパーと中央のトラフの間の摩擦係数です。 h は張力位置からスクレーパの中心までの距離です。 v0 は安定動作時の初速度です。張力 F(i, 1) および F(i, 2) については、式 (1) で表されます。 (2) では、静的張力と動的張力の合計です。 F(i, 1) = Fd(i, 1) + Fj(i, 1)、F(i, 2) = Fd(i, 2) + Fj(i, 2)。一般に、Fj(i,1)およびFj(i,2)は固定値である。開始前にチェーンに事前張力がかかっていない場合は、F(i, 1) = Fd(i, 1)、F(i, 2) = Fd(i, 2) となります。動的張力 Fd(i, 1) および Fd(i, 2) の機械的モデルは図 2 で説明されています。 (3)、(4)、(5)、(6)はそれぞれ動的張力 Fd(i, 1)、Fd(i, 2) の計算式です。

減衰を考慮する場合、\(F_{cd(i,1)}\) と \(F_{cd(i,2)}\) の計算は次のようになります。

チェーンの圧縮を防ぐには、次の条件が必要です。

つまり、チェーン張力が負の場合、チェーンの剛性はゼロになります。

スクレーパーコンベヤーの縦方向とねじれの結合モードの動的モデルを確立するには、次の仮定が必要です。

前後スプロケットの動的張力の影響は無視します。

各スクレーパの質量はスクレーパと接続部のチェーンの質量の合計となり、各枝に均等に配分されます。

スクレーパの回転慣性モーメントは、スクレーパの自動回転慣性モーメントとチェーンの回転慣性モーメントの和となります。

有限要素法を使用して、スクレーパーグループのダブルチェーントランスミッションシステムをいくつかのセグメントに分割します。図に示すように、ケルビン・フォークトモデルを使用してセグメントを接続し、ヘッドテールダブルエンド駆動システムに接続して、スクレーパーチェーン駆動システムの縦方向とねじれの結合モードの離散動的モデルを構築します。 3. 変数の注釈付きテーブルを表 2 に示します。

スクレーパーチェーンドライブシステムの結合縦ねじりモードの離散動的モデル。

図３に示すスクレーパチェーン駆動システムの縦ねじり結合モードの離散力学モデルによれば、次の式３が成立する。 (8)が成立する。

どこ

材料の投入プロセスやチェーンの切断などの故障状態により、スクレーパチェーン駆動システムの走行速度、スクレーパのねじり振動、およびスクレーパの前後のチェーン張力が変動します。スクレーパのねじり振り子の振動過程において、各スクレーパとそれを接続するチェーンをユニットとして考えると、モデルの解析が困難になります。したがって、コンベアに沿ったさまざまなセクションにおけるねじり振り子振動ユニットのスクレーパの最大数を決定することが、モデルの数値解を実現するための鍵となります。

スクレーパーマシンは通常の作動状態ではフラットに動作し、チェーン固着やチェーン切れなどの故障はありません。スクレーパーチェーン駆動システムの縦ねじり振動に影響を与える主な原因は、貨物荷重による励振です。このセクションでは、変化する貨物荷重に対して、軽荷重および中荷重におけるスクレーパチェーン駆動システムのねじり振動応力波の減衰をシミュレーションします。

石炭はせん断機のスパイラルドラムで切断され、スクレーパーコンベアに積み込まれます。スクレーパーチェーン駆動システムの場合、これは急激な負荷に相当します12。スクレーパコンベアのチェーンが切れた方向の石炭の分布は当初は不均一であるため、スクレーパとチェーンの偏荷重が発生します。

スクレーパチェーン駆動システムのスクレーパの数は、n = 30 として選択されます。シミュレーションチェーンは 15 番目のスクレーパ、i = 15 で切断されます。スクレーパコンベアの負荷は、その走行抵抗に直接影響します。走行チェーンの摩擦抵抗のイメージを図4に示します。

走行チェーンの摩擦抵抗のスケッチ。

ユニット部の走行抵抗の数値シミュレーション式は以下のとおりである22。

ここで、hu はチェーン直上の石炭バルク材料の高さであり、最初のチェーンと 2 番目のチェーンではそれぞれ u = 1 と 2 です。 γ2はスクレーパチェーンの単位長さ当たりの質量kg/mです。 B1 はチェーンの中心距離、m です。 r はリングチェーンの直径、m です。 s は 2 つの隣接するスクレーパー間の距離、m です。簡易ユニット部の走行抵抗をステップ荷重としてモデルの15番目のスクレーパに加えます。この論文では、SGZ1000/1050 スクレーパコンベヤを研究対象とします。動特性シミュレーションモデルの主なパラメータを表3に示します。軽負荷、中負荷条件の解析モデルを図1、図2、図3に示します。スクレーパチェーン駆動系全体のねじり振動応力波の減衰特性を数値的に解析した。シミュレーション結果を図２〜図５に示す。 7と8。

軽負荷状態。

中負荷状態。

軽負荷条件下でのスクレーパグループのねじり振り子の振動応答。

中荷重条件下でのスクレーパグループのねじり振り子の振動応答。

図7に示すように、励起点の前の20番目のスクレーパと後ろの10番目のスクレーパとの相対差は0.5%未満です。したがって、このような条件下でねじり振り子振動の影響を受ける領域は [i − 5, i + 5] と考えられます。図8に示すように、中荷重条件では、加振点手前の19番目のスクレーパとその後の11番目のスクレーパのねじり振り子の応力波の評価指数の減衰は0.5%未満となっています。また、この条件でのねじり振り子振動の影響範囲は [i − 4, i + 4] と考えられます。ここで、i は i 番目のスクレーパに加えられる加振を表します。スクレーパコンベアのねじり振り子振動に関するその後の研究では、影響を受ける領域のスクレーパ全体を考慮することができます。残りのスクレーパはねじり振り子の振動励起の影響を受けず、平均していくつかのユニットに分割して機械の動的モデルを簡素化できます。結論として、スクレーパチェーン駆動システムのねじり振動は、中負荷よりも軽負荷の方が顕著です。つまり、影響範囲が大きくなり、確立された等価モデルにはより多くのスクレーパーが含まれます。

数値シミュレーションにより、スクレーパコンベアの各単位区間の振動速度と張力変動、ねじり振動加振の単位区間における各スクレーパのねじり振動を求めます。負荷の励磁は、負荷の励起前にスクレーパコンベア上に材料がないことを前提として、スクレーパコンベアの中央で適用されます。各単位区間の速度変動と張力変動を図9に示します。

積荷加振時のユニット部の速度変動と張力変動。

衝撃荷重により励振される断面における各チェーンのねじり振動角速度を図10に示します。

貨物荷重加振時のユニット部のねじり振動の角速度。

先行研究によれば、荷重加振前後の5つのスクレーパはねじり振り子の振動の影響を受ける領域であるため、加振部には10つのスクレーパが存在することになる。シミュレーション結果から、積荷の加振によりスクレーパコンベヤの縦振動が発生し、走行速度やチェーン張力が変動することがわかりました。スクレーパの走行速度とチェーン張力の変動が最も激しいのは、積荷荷重の加振が加わる箇所であり、最大119.5%の速度変動と78.6%の張力変動を引き起こします。荷荷重加振部の荷荷重加振によりスクレーパチェーン駆動系にねじり振動が発生し、スクレーパチェーン駆動系の２本のチェーンの張力差が変動する。チェーン 1 とチェーン 2 の張力差の最大割合は 8.6% です。さらなる研究により、材料の積載プロセスによりスクレーパチェーン駆動システムにわずかなねじり振動が発生し、最初にスクレーパチェーン駆動システムのセクションに材料が存在しない場合にはねじり振動がより顕著になることが示されています。

この研究では、実験は国家エネルギー局の研究開発（実験）センターで行われます。この研究は、私たちの学校と中国石炭設備会社が共同で構築した完全に機械化された鉱山機械の模擬試験プラットフォームに依存しています。スクレーパコンベヤのねじり振動特性を実験的に研究した。全体構成図を図11に示します。

チェーン張力監視実験システムの全体構成図。

さまざまな作業条件下でスクレーパーチェーンドライブシステムのねじり振動プロセスにおけるチェーンの応力とひずみを試験するために、チェーンリングの応力とひずみ試験装置が実験プラットフォームに設置されています。スクレーパーコンベヤが動作するときのチェーン力試験には、主にさまざまな作業条件下でのチェーンの動的張力変動と張力値の変化が含まれます。モニタリング用に平リングチェーンにひずみゲージを取り付けます。図 12a にひずみゲージの設置方法を示します。スクレーパーとチェーンリングの噛み合いをより正確にするために、ミーリングフラットチェーンリングの外側にはひずみゲージが取り付けられており、保護が必要です。無線データ収集モジュールはスクレーパー内に配置され、ひずみゲージ 22 に接続されます。図12bに示すように、ひずみゲージの変化する値がリアルタイムで収集されます。

データ収集および送信システムへのひずみゲージとリングの取り付けの概略図。

実験台を用いてスクレーパコンベア稼働時のチェーン張力とスクレーパ振動を測定します。この論文では、通常の材料搬送条件下でのスクレーパーコンベヤのチェーン張力のみを試験および分析します。

試験前に各センサーで測定したデータを校正し、ひずみ値をフィッティングすることで荷重計算式を求めます。データ校正は、C1 と C2 の番号が付けられたチェーンリングテンションセンサーに対して行われます。負荷装置を使用してチェーンリングに定格荷重400kN、600kN、800kNを負荷します。測定された微小ひずみデータを表 4 に示します。

荷重値と微小ひずみデータをフィッティングすることでセンサーの校正が完了し、センサーで測定したチェーン力と微小ひずみの関係が得られます。

ここで、CHC1 は No.C1 センサーで測定された微小ひずみ、FC1 はひずみに対応する荷重値 kN です。

ここで、CHC2 は No.C1 センサーで測定された微小ひずみ、FC1 はひずみに対応する荷重値 kN です。

校正済みのチェーン張力センサーを使用して、軽負荷および中負荷条件下でチェーンの張力をテストしました。軽負荷および中負荷条件の試験サイトを図13に示します。

軽負荷および中負荷条件のオンサイトテスト。

複数の軽荷重試験を実施する場合、図 14 に示すように、C1 および C2 チェーン張力センサーの微小ひずみと換算張力曲線が収集されます。C1 センサーは石炭壁の側面近くのチェーンリングに取り付けられ、 C2センサーは石炭バッフルの側面近くのチェーンリングに取り付けられています。

軽負荷時のチェーンテンションセンサーのデータ取得。

センサーのスクレーパーが異なる位置に移動すると、8 つのテストからのデータが収集されます。 1 番目のテストデータ取得ポイントはテールに最も近く、8 番目のテストデータ取得ポイントはノーズに最も近いです。表 5 は、8 回のテストでセンサーによって測定されたチェーン張力が徐々に増加することを示しています。実験データを理論解析データと比較したものが図15です。

軽負荷条件下での理論上のチェーン張力と実験上のチェーン張力の比較。

各データ取得中、石炭壁近くのサイドチェーンリングと石炭バッフル近くのサイドチェーンリングの差の平均値は 21.4 kN、極値は 27.9 kN でした。石炭壁付近の側鎖リングと石炭バッフル付近の側鎖リングとの間の張力差の平均値は１９．２ｋＮであり、極値は２３．２ｋＮである。実験結果と理論結果の間には 11.3% と 16.8% の誤差があります。チェーンの張力は、データ収集期間中に何度も激しい張力変動を受けます。その主な原因は、運転中にスクレーパが大きな材料に接触したり、中間トラフに衝突したりすることにより、スクレーパの片側荷重が増大し、スクレーパがねじれ振動を起こすことです。

図 16 に示すように、C1 および C2 チェーンリング張力センサーの微小ひずみ曲線と変換張力曲線は、複数の中負荷条件テスト中に収集されます。

中負荷条件下でのチェーンテンションセンサーのデータ取得。

中負荷条件下での 8 回のテストのデータは、軽負荷条件下での 8 回のテストデータと同様です。センサーを搭載したスクレーパーがさまざまな位置を走行する際にデータを収集します。最初のテストデータ収集ポイントはマシンの尾部に最も近く、8 番目のテストデータ収集ポイントは頭部に最も近いです。表 5 は、8 つのテストデータでセンサーによって測定されたチェーン張力が徐々に増加していることを示しています。中荷重では軽負荷時よりも多くの石炭がスクレーパによって押されるため、スクレーパ両側のチェーン張力センサで検出されるチェーン張力値は軽負荷時よりも高くなります。理論解析データを実験データと比較したものを図17に示します。

中荷重の条件下で、チェーン張力の理論解析とテストデータを比較します。

各データ取得中、石炭壁近くのサイドチェーンリングと石炭バッフル近くのサイドチェーンリングの差の平均値は 26.5 kN、極値は 32.3 kN でした。石炭壁付近の側鎖リングと石炭バッフル付近の側鎖リングとの間の張力差の平均値は２３．１ｋＮであり、極値は２９．４ｋＮである。実験結果と理論解析結果の間には 13.8% と 10.3% の誤差があります。さらに、チェーン張力試験データは、データ取得期間中にチェーンの張力が多くの激しい変動を受けることを示しています。主な原因は、スクレーパが運転中に大きな材料に接触したり、中間トラフに衝突したりすることにより、スクレーパの片側荷重が増加し、ねじり振動が発生することです。

さまざまな要因の制限により、実験研究は理論研究のさまざまな作業条件に完全に対応していません。実験結果と理論結果の間には多少の誤差もありますが、両者は同じ傾向を示しています。さまざまな作業条件下でのスクレーパーコンベヤのスクレーパーチェーン駆動システムのねじり振動特性と、チェーンリングの負荷に対するねじり振り子振動の影響を理論とシミュレーションによって分析でき、その後の予測の基礎を提供します。チェーンの寿命と安全係数の計算。

この研究では、ケルビン・フォークトモデルとポイントバイポイント張力法を使用して、スクレーパーチェーン駆動システムの縦振動とねじり振動が結合した機械モデルを確立しました。さまざまな負荷励起下でのスクレーパチェーン駆動システムの長手方向およびねじり振動特性を、現場での実験的検証と組み合わせた数値シミュレーションによって研究しました。軽荷重条件下では、ねじり振動の影響範囲は加振点前方の第5区間から加振点後方第5区間まででした。中荷重の条件では、ねじり振動の影響範囲は加振点前方4区間から加振点後方4区間となった。

研究の結果、積載荷重による加振によりスクレーパコンベヤに縦振動が発生し、走行速度やチェーン張力が変動することが判明しました。スクレーパの走行速度とチェーン張力の最も激しい変動は、積荷負荷の励磁を適用した結果であり、最大速度変動は 119.5%、最大張力変動は 78.6% でした。積荷による加振によりスクレーパチェーン駆動装置のその部分にねじり振動が発生し、スクレーパチェーン駆動装置の２本のチェーン間の張力差が変動する。チェーン 1 とチェーン 2 の間の張力差の最大パーセンテージは 8.6% でした。さらなる研究により、貨物の積載プロセスによりスクレーパーチェーン駆動システムにわずかなねじり振動が発生し、最初に貨物が無い場合にはねじり振動がより顕著であることが判明しました。

この研究中に生成または分析されたすべてのデータは、この公開された論文 [およびその補足情報ファイル] に含まれています。

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資金は中国国家自然科学財団 (51774162) から提供されました。

遼寧工科大学機械工学部、撫信、123000、遼寧省、中国

Jinnan Lu、Runkun Yang、Jun Mao、Chunxue Xie

Fuxin University of Technology Artificial Intelligence and Equipment Industry Technology Research Institute, Fuxin, 123000, Liaoning, China

ヤン・ルンクン

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JL は主に、原稿とアポスのアイデアの作成、構造、理論モデルの確立、結果の分析、および原稿の執筆を担当します。 RY と JM は主に原稿の理論モデルを解決する責任を負います。 JM と CX は主に、原稿の実験部分の資金的支援と実験サイトの接続を担当します。 RY は主に原稿の一部の内容の翻訳と推敲を担当します。

ルンクン・ヤンへの対応。

著者らは競合する利害関係を宣言していません。

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転載と許可

Lu, J.、Yang, R.、Mao, J. 他マインスクレーパーコンベアのチェーン駆動システムの縦方向のねじり振動。 Sci Rep 13、9174 (2023)。 https://doi.org/10.1038/s41598-023-36357-0

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受信日: 2023 年 2 月 24 日

受理日: 2023 年 6 月 1 日

公開日: 2023 年 6 月 6 日

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-023-36357-0

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