王學文, 王淑平, 龍日升, 楊兆建, 劉廣鵬

(太原理工大學 機械工程學院 煤礦綜采裝備山西省重點實驗室，太原　030024)

重型刮板輸送機鏈傳動系統(tǒng)負荷啟動剛柔耦合接觸動力學特性分析

王學文, 王淑平, 龍日升, 楊兆建, 劉廣鵬

(太原理工大學 機械工程學院 煤礦綜采裝備山西省重點實驗室，太原030024)

針對刮板輸送機鏈傳動系統(tǒng)負荷啟動動力學行為與接觸響應，以某型號重型刮板輸送機機尾部鏈傳動系統(tǒng)為例，建立了其剛柔耦合動力學分析模型與接觸計算模型，詳述了建模過程與方法，進行了鏈傳動系統(tǒng)剛柔耦合動力學仿真與接觸計算，并對計算結果進行了討論和分析。根據(jù)計算結果，某型號重型刮板輸送機鏈傳動系統(tǒng)負荷啟動對圓環(huán)鏈與鏈輪產(chǎn)生較大沖擊應力與荷載變形，鏈環(huán)間接觸處、鏈環(huán)直臂到彎臂過渡部分以及鏈輪齒根與鏈窩處變形較大，且有應力集中現(xiàn)象，需對鏈環(huán)節(jié)距、嚙合間隙與鏈窩結構進行優(yōu)化設計。

刮板輸送機；鏈傳動；動力學；接觸；剛柔耦合

鏈傳動系統(tǒng)是刮板輸送機動力驅(qū)動的關鍵部件，主要部件為鏈輪和圓環(huán)鏈條。電動機動力經(jīng)鏈輪軸帶動鏈輪傳遞動力，鏈輪又帶動鏈條將動力傳遞給刮板，刮板在中部槽中帶動煤炭運輸。鏈輪在工作過程中與鏈條相嚙合，每根鏈條由平鏈環(huán)和立鏈環(huán)組成。其中，平環(huán)與鏈輪鏈窩相嚙合，立環(huán)在鏈輪齒槽內(nèi)。

鏈輪與圓環(huán)鏈組成的傳動系統(tǒng)的運行狀態(tài)決定了刮板輸送機的整體運行狀態(tài)，由于在實際工作中處于脈動負荷與沖擊狀況，鏈輪與圓環(huán)鏈通常要承受較大的靜、動載荷，其性能直接關系到刮板輸送機的運輸性能、質(zhì)量和使用壽命[1-2]。刮板輸送機的動力學問題[3]主要集中于：啟動動力學問題；異常載荷狀態(tài)下動力學問題；驅(qū)動鏈輪與鏈條嚙合過程速度波動和張力波動等問題。因此，刮板輸送機故障載荷工況動力學研究[4]、啟動研究[5-7]、動力學模型研究[3,8]與鏈傳動系統(tǒng)疲勞可靠性研究[8]等問題一直是關注重點。

針對以上問題，剛體動力學是常見的研究手段[9-11]。不過，剛體動力學討論刮板輸送機鏈傳動系統(tǒng)問題，無法考慮彈性變形對系統(tǒng)的影響，把刮板輸送機鏈傳動系統(tǒng)視為剛體的分析結果可能會影響精確度與真實性。事實上，刮板輸送機鏈傳動系統(tǒng)中彈性變形對動力學行為的影響無法忽略，此時，就需要將系統(tǒng)中的一些關鍵部件視為柔性體，建立剛柔混合動力學仿真模型[12-13]進行研究。

另外，接觸也是刮板輸送機鏈傳動系統(tǒng)需要關注的問題[1,14]。刮板輸送機工作中，鏈條與中部槽及煤料發(fā)生接觸，鏈環(huán)與鏈輪嚙合時會產(chǎn)生接觸，鏈環(huán)與鏈環(huán)間也有接觸和相對運動，這些接觸除產(chǎn)生磨損外，伴隨刮板輸送機運行時的擠壓，其應力變化則會帶來結構疲勞問題[8]，導致鏈環(huán)或鏈輪強度降低而發(fā)生斷裂。

本文針對某型號重型刮板輸送機機尾部鏈傳動系統(tǒng)，建立機尾部鏈傳動系統(tǒng)剛柔耦合動力學模型與接觸模型，針對圓環(huán)鏈和鏈輪的負荷啟動動力學問題與接觸應力問題進行研究，為重型刮板輸送機鏈傳動系統(tǒng)結構設計與優(yōu)化設計提供依據(jù)[15]，并為傳動部件疲勞研究提供研究數(shù)據(jù)[8]。

1幾何模型分析

本文分析的的刮板輸送機圓環(huán)鏈公稱尺寸為34×126[16],鏈輪齒數(shù)為7。

1.1鏈輪與圓環(huán)鏈

本文使用UG軟件建立鏈輪幾何模型，主要步驟為：① 根據(jù)二維圖紙通過繪制草圖，使草圖繞中心軸從0°到360°回轉(zhuǎn)，建立鏈輪回轉(zhuǎn)整體模型(見圖1(a))；② 鏈輪右端面插入鏈輪齒形草圖，通過原點作參考線并順時針旋轉(zhuǎn)180/7角度，以參考線為對稱軸繪制齒形，通過圓形陣列，建立鏈輪齒(見圖1(b))；③ 創(chuàng)建基準面，基準面上創(chuàng)建鏈窩截面曲線與引導曲線，通過鏈窩的截面曲線沿引導曲線掃掠，求差，創(chuàng)建鏈窩(見圖1(c))；④ 鏡像和圓周陣列鏈窩特征，完成鏈輪幾何模型(見圖1(d))。

鏈環(huán)結構簡單，建模過程略，模型如圖2所示。

圖1　鏈輪建模Fig.1 Chain wheel modeling

圖2　圓環(huán)鏈模型Fig.2 Round-link chains model

1.2部件裝配

UG環(huán)境中三維裝配的方法主要有從底向上和自頂向下兩種方法，自底向上方法從底層零部件開始向上裝配，自頂向下方法首先在頂層建立一個裝配框架，建立總裝配結構，逐步添加零部件。部件裝配后如圖2(b)、圖3所示。

圖3　鏈傳動系統(tǒng)裝配模型Fig.3 Assembly models of chains drive system

圓環(huán)鏈和鏈輪裝配后為雙鏈對稱結構，計算過程取其一半進行分析(圖3(b))。

2剛柔耦合動力學仿真

2.1剛柔耦合模型

本文剛柔耦合模型生成方法如下：

(1) 將UG中建立的鏈輪模型通過Parasolid格式導出，保存為x_t格式。

(2) 把所導出的x_t文件導入到ANSYS中，在ANSYS中定義單元類型(Solid45)、設定材料的彈性模量(2.1×1011Pa)、泊松比(0.3)和密度(7 850 kg/m3)。

(3) 對鏈輪進行網(wǎng)格劃分。采用三維實體單元Solid45對結構進行離散，較規(guī)則部位多采用收斂速度快的結構化網(wǎng)格，網(wǎng)格略疏，以減少計算量；對結構過渡區(qū)采用適應性好的非結構化網(wǎng)格與結構化網(wǎng)格混合使用進行離散，網(wǎng)格略密，以便在計算數(shù)據(jù)變化梯度較大的部位(如鏈窩)，可以更好地反映數(shù)據(jù)變化規(guī)律并保證計算精度。網(wǎng)格化分過程有效平衡了計算精度、計算規(guī)模和計算速度。

圖4　鏈-鏈輪剛柔耦合模型Fig.4 Rigid-flexible coupling model

(4) 在鏈輪軸心兩端建立兩個“關鍵點”(keypoint)，對關鍵點進行網(wǎng)格劃分，質(zhì)量單元選擇mass21,劃分后的關鍵點在對應位置生成相應的“節(jié)點”。

(5) 選擇鏈輪內(nèi)圓面為剛性區(qū)域。首先選擇鏈輪內(nèi)部圓面，再選擇圓面上的所有節(jié)點見圖4(a)。

(6) 輸出生成ADAMS所需的柔性體mnf文件，設置單位為m-kg-s。

(7) 在ADAMS中打開已建好的剛性鏈傳動仿真模型，用已做好的柔性體模型替換剛性模型，重新對鏈輪和圓環(huán)鏈施加接觸，對鏈輪施加速度驅(qū)動，接觸類型選擇柔性體和剛體(Flex Body to Solid)。

(8) 圓環(huán)鏈以柔性體進行處理，建立模型過程同鏈輪柔性體生成過程。

最終建立的剛柔耦合模型見圖4(b)。

2.2動力學仿真

2.2.1圓環(huán)鏈

本文模擬刮板輸送機輸送煤炭物料過程中，因故停機后再啟動時的鏈條負荷啟動工況，對驅(qū)動鏈輪施加速度驅(qū)動控制，利用step函數(shù)控制運動速度，step函數(shù)為step(time, 0, 0, 0.6, 230d)+step(time, 1.4, 0, 2, -230d)，設定仿真時間2 s，仿真步數(shù)200步，驅(qū)動鏈輪運動曲線如圖5所示。

圖5　驅(qū)動鏈輪運動曲線Fig.5 Motion curve of driving chain wheel

由表1可知，刮板輸送機傳動部件在穩(wěn)定運行時，柔性體的應力在節(jié)點119處出現(xiàn)最大值，最大值約為418 MPa。

表1　 鏈條柔性體中應力最大的10個節(jié)點

圖6　應力最大時刻鏈環(huán)應力云圖Fig.6 MAX stress nephogram of round-link

由圖6可知，刮板輸送機正常運行時，在圓環(huán)鏈進入鏈輪與鏈窩嚙合后，柔性體圓環(huán)鏈出現(xiàn)應力最大位置點，為418 MPa。應力最大位置在鏈環(huán)由彎曲段向直段的過渡位置。由鏈環(huán)應力云圖可知，在刮板輸送機正常工作狀態(tài)下，鏈環(huán)從內(nèi)側向外側應力依次增大，內(nèi)側應力明顯大于外側。

圖7　最大應力節(jié)點119、1 409應力變化曲線Fig.7 Stress change curves of Node 119 and Node 1 409

圖7顯示，在傳動系統(tǒng)負荷啟動瞬間，節(jié)點119和節(jié)點1 409應力增大明顯，應力值大于400 MPa，說明圓環(huán)鏈此時受到較大沖擊力，在穩(wěn)定運行時，兩節(jié)點的應力值呈明顯波動，波動范圍大約在125～400 MPa之間。鏈輪對圓環(huán)鏈的沖擊使柔性體上各節(jié)點產(chǎn)生較大應力，兩節(jié)點應力最大值出現(xiàn)在圓環(huán)鏈進入鏈輪鏈窩和鏈輪開始嚙合過程中，最大應力約為418 MPa。最大應力點發(fā)生在如圖6所示。

2.2.2鏈輪

建立鏈輪柔性體中性文件，導入到剛體動力學仿真的傳動系統(tǒng)中，對剛性鏈輪進行替換，位置一致，鏈輪與圓環(huán)鏈的接觸約束自動刪除，并重新定義鏈輪與圓環(huán)鏈的接觸，對鏈輪施加旋轉(zhuǎn)約束和速度運動驅(qū)動，驅(qū)動速度與表1速度運動曲線一致。

圖8　傳動系統(tǒng)正常運行時應力分布圖Fig.8 Stress distribution pattern of chains drive system

由圖8可知，傳動系統(tǒng)由負荷啟動直到正常運行過程中，圓環(huán)鏈和鏈輪接觸點的幾個鏈齒處應力變化明顯，齒根處可見顯著應力變化。由表2可知，運轉(zhuǎn)過程中，鏈輪應力最大節(jié)點為2718、2 559，其最大應力約11 MPa，節(jié)點2 718、2 559應力變化曲線如圖9所示。

圖9　最大應力節(jié)點2 718、2 559應力變化曲線Fig.9 Stress change curves of Node 2 718 and Node 2 559

由圖9可知，傳動系統(tǒng)啟動瞬間，鏈輪受到較強沖擊，鏈輪上的節(jié)點應力在啟動瞬間達到最大值，約為穩(wěn)定運行時的2倍；由圖10可知，鏈輪從啟動到穩(wěn)定運行，應力最大位置在鏈輪齒根處，從齒根到鏈窩應力變化明顯。

表2　 鏈輪柔性體中應力最大的10個節(jié)點

圖10　鏈輪應力云圖Fig.10 MAX stress nephogram of chain wheel

3接觸分析

3.1鏈-鏈接觸

3.1.1接觸模型

圓環(huán)鏈橫截面為等半徑圓形，為方便約束與加載，兩端圓環(huán)鏈分別取兩個半鏈。忽略焊接節(jié)點，并假定圓環(huán)鏈外表面為光滑曲面，建立相互接觸的圓環(huán)鏈模型如圖11所示。

圖11　圓環(huán)鏈接觸裝配模型與網(wǎng)格密度Fig.11 Contact model and meshing of round-link chains

模型保存為.x_t格式，在ANSYS Workbench導入幾何體，并進行如下設置和處理:

(1) 材料屬性：本文圓環(huán)鏈材料為23MnNiCrMo,設置機械性能參數(shù)為彈性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.3，密度ρ=(7.8×10-9) t/mm3。

(2) 定義接觸：刮板輸送機正常工況中，鏈環(huán)之間傳遞拉力，無相對運動，兩鏈環(huán)切向間無相對運動趨勢，因此，在workbench中對鏈環(huán)間添加Frictional接觸，摩擦因數(shù)0.15，算法使用Augmented Lagrange，界面處置為Adjust to touch。

(3) 網(wǎng)格劃分：根據(jù)裝配鏈的特點，自動劃分網(wǎng)格，并對網(wǎng)格大小進行控制。網(wǎng)格疏密如圖11所示。

(4) 邊界條件：本文模擬鏈條負荷啟動工況，啟動時，傳動部件振動較大，鏈環(huán)間接觸力為正常運行時數(shù)倍，通過對刮板輸送機動力學仿真得到啟動瞬間拉力最大值為4.0×105N。因此對鏈環(huán)1(圖11)施加固定約束，鏈環(huán)4施加沿鏈條運行方向拉力F=4.0×105N。仿真時間0.2 s，模擬鏈條在0.2 s較短時間內(nèi)從0 N增加到最大值F=4.0×105N。

3.1.2結果分析

由圖12可知，刮板輸送機負荷啟動瞬間，圓環(huán)鏈受到較大沖擊拉力，圓環(huán)鏈變形明顯，最大變形0.676 mm。在拉力傳遞過程中，圓環(huán)鏈變形依次減小。

由圖13可知，刮板輸送機啟動瞬間，鏈環(huán)在相互接觸區(qū)域和鏈環(huán)內(nèi)側應變明顯。

圖12　圓環(huán)鏈變形云圖Fig.12 Deformation nephogram of round-link chains

圖13　圓環(huán)鏈應變云圖Fig.13 Strain nephogram of round-link chains

分析鏈環(huán)2和3應力云圖(圖14)，圓環(huán)鏈受最大應力在接觸區(qū)域，刮板輸送機負荷啟動瞬間，最大應力392 MPa,鏈環(huán)內(nèi)側接觸處有應力集中。圓環(huán)鏈受到拉力所用時，圓環(huán)鏈從內(nèi)測向外側應力依次最大，最外側最小，大小為0.557 MPa。

圖14　鏈條與鏈環(huán)應力云圖Fig.14 Stress nephogram of round-link and round-link chains

3.2鏈-鏈輪接觸

3.2.1嚙合接觸模型

將UG中建立的傳動模型導入到Workbench中，進行材料設置和劃分網(wǎng)格。鏈輪材料為42CrMo，設置彈性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7.8×10-9t/mm3。網(wǎng)格疏密如圖15所示。

圖15　鏈-鏈輪接觸模型與與網(wǎng)格密度Fig.15 Contact model and meshing of chains drive system

在Workbench中鏈環(huán)之間添加摩擦(Frictional)約束，圓環(huán)鏈和鏈輪之間添加摩擦(Frictional)約束；接觸行為為symmetric，此時接觸面和目標不能相互穿透；Workbench-Mechanical接觸算法默認為“Pure Penalty”，但Augmented Lagrange更適應大變形問題，因此，本文算法使用Augmented Lagrange；界面處置(InterfaceTreatment)設置為Adjust to touch，由于建模時部件之間往往存在間距或間隙，“Adjusted to Touch”可讓Simulation決定需要多大的接觸偏移量以閉合縫隙建立初始接觸。Normal Stiffness Factor設置為0.1，系數(shù)不宜過大，否則會難以收斂。

在圓環(huán)鏈兩端B、C處施加拉力，鏈輪與地鉸接，并添加旋轉(zhuǎn)副，邊界條件示意圖如圖15所示(圖中1、2…等數(shù)字表示鏈環(huán)編號，A、B、C為位置標識)。

3.2.2結果分析

由圖16(a)可知，鏈輪與鏈環(huán)2、4、6相接觸處變形明顯，最大變形為2.37 mm。由圖16(b)可知，扭矩作用下，鏈輪繞中心軸轉(zhuǎn)動，離半徑越遠，變形量越大。鏈輪圓環(huán)鏈相互嚙合帶動鏈輪轉(zhuǎn)動，鏈環(huán)從右至左從鏈環(huán)6依次與鏈輪接觸，變形量也右至左逐步減小。

圖16　鏈-鏈輪變形云圖Fig.16 Deformation nephogram of chains drive system

由圖17(a)可知，刮板輸送機啟動瞬間，鏈輪齒根到鏈窩部位應力較大，有應力集中現(xiàn)象，最大應力可達1 410 MPa。圖17(b)、(c)、(d)分別為與鏈輪接觸傳動力的3個平環(huán)應力云圖，由圖可知，鏈環(huán)應力最大位置通常在相接觸處，在鏈環(huán)曲線段和直線段過渡位置應力較集中，應力最大值在340～710 MPa之間。

圖17　鏈-鏈輪應力云圖Fig.17 Stress nephogram of chains drive system

4結論

(1) 某型號重型刮板輸送機鏈傳動系統(tǒng)啟動瞬間，圓環(huán)鏈產(chǎn)生較大應力，應力較大部分主要集中于鏈環(huán)間接觸處、鏈環(huán)直臂與彎臂過渡部位；此時鏈輪受到較強沖擊，從啟動到穩(wěn)定運行，鏈輪應力最大位置在鏈輪齒根處，從齒根到鏈窩應力變化明顯。

(2) 正常運行時，在圓環(huán)鏈進入鏈輪與鏈窩嚙合后，鏈環(huán)出現(xiàn)應力最大位置點在鏈環(huán)由彎曲段向直段的過渡位置；鏈環(huán)從內(nèi)側向外側應力依次增大，內(nèi)側應力明顯大于外側；鏈輪和圓環(huán)鏈接觸點的幾個鏈齒處應力變化明顯，齒根處可見顯著應力變化。

(3) 圓環(huán)鏈在鏈輪傳遞驅(qū)動時受力產(chǎn)生變形，沿運動方向，首先與鏈輪嚙合的鏈環(huán)應力最大，應力變化主要集于鏈窩處和鏈輪齒根處；圓環(huán)鏈經(jīng)過傳動與第二個輪齒嚙合過程中，鏈輪齒承受沖擊載荷較大，對鏈環(huán)和鏈輪使用壽命有影響。

針對重型刮板輸送機鏈傳動系統(tǒng)，以上結論可為鏈環(huán)節(jié)距、嚙合間隙和鏈窩結構的設計與優(yōu)化提供參考。

[ 1 ] 焦紅章,楊兆建,王淑平.刮板輸送機鏈輪傳動系統(tǒng)接觸動力學仿真分析[J].煤炭學報,2012,37(2):494-498.

JIAO Hong-zhang,YANG Zhao-jian,WANG Shu-ping.Contact dynamics simulation analysis for sprocket transmission sysytem of scraper conveyor[J].Coal Mine Machinery,2012,37(2):494-498.

[ 2 ] Korneev S V. Evaluation of efficiency of controlling the speed of face scraper conveyer [J]. Izvestiya Vysshikh Uchebnykh Zavedenii, Gornyi Zhurnal, 2003(5):66-71.

[ 3 ] 毛君,師建國,張東升,等. 重型刮板輸送機動力建模與仿真[J]. 煤炭學報,2008,33(1):103-106.

MAO Jun,SHI Jian-guo,ZHANG Dong-sheng,et al.Dynamic modeling and simulation of heavy scraper conveyor[J].Coal Mine Machinery, 2008, 33(1):103-106.

[ 4 ] 謝苗,毛君.重型刮板輸送機故障載荷工況與結構載荷工況的動力學仿真分析[J].中國機械工程, 2012,23(10):1200-1204.

XIE Miao,MAO Jun.Dynamics simulation of heavy scraper conveyor in working condition of failure-load and structural load[J].China Mechanical Engineering,2012,23(10):1200-1204.

[ 5 ] 吳鳳彪.重型刮板輸送機順序啟動問題的研究[D].太原:太原理工大學,2011.

[ 6 ] 張庚云,劉偉,王騰. 大功率刮板輸送機軟啟動過程仿真研究[J]. 煤炭科學技術,2013, 41(4):71-74.

ZHANG Geng-yun,LIU Wei,WANG Teng.Study on simulation on soft strat process of mine high power scraper conveyor[J].Coal Science and Technology,2013,41(4):71-74.

[ 7 ] 呂秀杰,韓躍文. 刮板輸送機啟動最優(yōu)控制[J]. 遼寧工程技術大學學報:自然科學版,2010,29(4):646-649.

Lü Xiu-jie,HAN Yue-wen.Optimal start-up control on armored face cnoveyor[J].Journal of Liaoning Technical University:Natural Science Edition,2010,29(4):646-649.

[ 8 ] 張春芝.刮板輸送機動力學建模及鏈環(huán)疲勞可靠性研究[D].北京:中國礦業(yè)大學,2012.

[ 9 ] 顧仁濤,王勇. 基于多剛體動力學的新型鏈輪嚙合特性分析[J]. 機械傳動,2008,32(5):72-75.

GU Ren-tao,WANG Yong.Sproket engaging characteristics based on multi-body dynamics[J]. Journal of Mechanical Transmission,2008,32(5):72-75.

[10] Radek B, Michal H.On the modelling of contact forces in the framework of rigid body dynamics [J]. Manufacturing Technology, 2014, 14(2):136-141.

[11] Radomir S, Aleksandar V. Nedeljko D, et al. Rigid body dynamics in optimization of the machine tool vibroisolation [J]. Tehnicki Vjesnik, 2015, 22(1): 87-94.

[12] 趙麗娟,馬永志. 剛柔耦合系統(tǒng)建模與仿真關鍵技術研究[J]. 計算機工程與應用,2010, 46(2):243-248.

ZHAO Li-juan, MA Yong-zhi. Study on key technologies in modeling and simulation of rigid-flexible coupled multi-body system[J]. Computer Engineering and Applications,2010,46(2):243-248.

[13] 姚廷強,遲毅林,黃亞宇,等. 剛柔耦合齒輪三維接觸動力學建模與振動分析[J]. 振動與沖擊, 2009, 28(2): 167-171.

YAO Ting-qiang,CHI Yi-lin,HUANG Ya-yu,et al.Contact dynamics modeling and simulation on rigid-flexible gear pair [J]. Journal of Vibration and Shock, 2009, 28(2): 167-171.

[14] 郭坤,孫遠濤,段誠,等. 基于有限元法的刮板輸送機圓環(huán)鏈接觸強度分析[J]. 礦山機械,2011,39(1):22-27.

GUO Kun,SUN Yuan-tao,DUAN Cheng,et al.Analysis on contact strength of round-linked chains of scraper conveyor based on FEM[J].Mining Machinery,2011,39(1):22-27.

[15] Vasylieva O E, Kuzio I V. Optimization of structural elements of drive gearbox shafts of mine scraper conveyors [J]. Naukovyi Visnyk Natsionalnoho Hirnychoho Universytetu, 2014(3): 37-45

[16] 中國國家標準化管理委員會. GB/T 12718-2009.礦用高強度圓環(huán)鏈[S]. 北京:中國標準出版社,2010.

Rigid-flexible coupled dynamic contact analysis for a chains drive system of a heavy scraper conveyer during loading start-up

WANG Xue-wen, WANG Shu-ping, LONG Ri-sheng, YANG Zhao-jian, LIU Guang-peng

(Shanxi Key Laboratory of Fully Mechanized Coal Mining Equipment, Taiyuan University of Technology, Taiyuan 030024, China)

Aiming at the dynamic behavior and contact response of a chains drive system of a scraper conveyer during loading start-up, its rigid-flexible coupled dynamic model and contact analysis model were built. Taking the chains drive system in the back of a certain type heavy scraper conveyer as an example, the modeling process and method were introduced in detail, and the rigid-flexible coupled dynamic simulation and the contact analysis were conducted. The results showed that the larger shock stress and load deformation appear at the round-link chains and chain wheel; the obvious stress and deformation variations occur at the contact point and the curve of the round-link chains and at the tooth root and the socket of the chain wheel; so, the optimization design should be done for round-link pitch, gearing backlash and chain wheel socket shape of chains drive systems.

scraper conveyer; chains drive; dynamics; contact; rigid-flexible coupling

10.13465/j.cnki.jvs.2016.11.006

山西省高等學校創(chuàng)新人才支持計劃(2014)；山西省基礎條件平臺項目(2014091016)；山西省“十二五”科技重大專項(20111101040)；山西省煤基重點科技攻關項目(MJ2014-06)

2015-05-07修改稿收到日期：2015-10-14

王學文 男，博士，副教授，1979年生

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