/
Author: Попов В.М.
Tags: водоотлив шахтные воды осушение общие вопросы горного дела горное дело насосы справочное пособие горная промышленность шахтные насосы
ISBN: 5-247-02383-8
Year: 1993
Text
Сканировал Кириллов Р.С.
УГГУ
Екатеринбург
2009г
ЭГП-05-1
'ББК-^ТТГ
П 58^
УДК 622.5К0355Г
Федеральная целевая программа книгоиздания России
... елчгилг».
альская госудяпсгзе:--ца«>’ ’
,, _... ,х , * ' ~ "'fB- S
-сол:;?;:чесАая i.
БИБЛИС Г7. ь'Д £
.. "" " * 6
Попов В. М.
П 58 Шахтные насосы (теория, расчет и эксплуатация):
Справочное пособ.— М.: Недра, 1993.— 224 с.: ил.
ISBN 5-247-02383-8
Изложена теория шахтных лопастных и объемных насосов. Дан
расчет основных узлов и элементов их конструкций. Описаны рабочие
процессы, конструктивные особенности и область применения насосов
различных типов в зависимости от горно-геологических и горнотех-
нических условий шахт. Рассмотрена работа центробежных насосов
в системе насос—шахтный трубопровод и способы регулирования их
режимов.
Для инженерно-технических работников, занимающихся исследовани-
ем, проектированием и эксплуатацией шахтных насосов.
„ 2501000000—137
043(01)—93 42—
ББК 33.17
ISBN 5-247-02383-8
© В. М. Попов, 1993
ПРЕДИСЛОВИЕ
Развитие конструкций шахтных насосов происходит в напра-
влениях: увеличения единичной мощности шахтных насосных
агрегатов, особенно применяемых при вскрытии глубоких
горизонтов; повышения экономичности, надежности и долговеч-
ности при сохранении требуемой номенклатуры для горной
промышленности.
К шахтным насосным агрегатам и прежде всего работа-
ющим в условиях отработки месторождений, опасных по
выбросу газа и угольной пыли, предъявляются повышенные
требования в отношении безопасной эксплуатации и защиты
окружающей среды от загрязнения откачиваемыми шахтными
водами. Эти требования учитываются в конструкциях современ-
ных новых и модернизированных насосов.
За последние 10 лет в конструкции шахтных насосов внесены
значительные изменения за счет совершенствования традицион-
ных конструктивных схем, применения более качественных
материалов, использования ЭВМ для расчета и выбора оп-
тимальных вариантов гидравлических схем, улучшения отдель-
ных деталей, разработки новых методов гидравлических и меха-
нических расчетов.
Параметры основных групп шахтных насосов определены
действующими ГОСТами и техническими условиями, определяю-
щими технические требования на изготовление и поставку наиболее
важных шахтных насосов для главных водоотливных установок.
Кроме насосов главных водоотливных установок в шахтах
применяется много насосов для осушения месторождений, для
участкового, вспомогательного и проходческого водоотливов.
Создание современных и перспективных конструкций шахт-
ных насосных агрегатов требует проведения больших комплекс-
ных научных и экспериментальных исследовательских работ как
на заводе-изготовителе, так и в различных горно-технических
условиях шахт и рудников. Поэтому в книге значительное
внимание уделено изучению переходных процессов в системе
насос — шахтный трубопровод.
Для изготовления и испытания в полупромышленных и под-
земных условиях шахтного насосного оборудования, особенно
предназначенного для применения при отработке глубоких
горизонтов шахт, рудников и месторождений полезных ископа-
емых в сложных гидро-геологических условиях, разрабатывают-
ся экспериментальные способы и оборудуются мощные опыт-
ные установки.
Цель предлагаемой книги — ознакомить горняков с со-
временными конструкциями шахтных насосов, используемых
в различных горно-технических условиях шахт и рудников,
и дальнейшим их развитием в направлении безопасной эксплу-
атации при отработке месторождений. В данном справочном
пособии рассмотрены шахтные насосы главного водоотлива
сложной конструкции — мощные насосные агрегаты, требующие
большого эксплуатационного опыта при их обслуживании. По
насосам участкового и вспомогательного водоотлива дано
краткое описание наиболее распространенных типов шахтных
насосов, применяемых в горном деле. Для правильной оценки
эксплуатационных возможностей шахтных насосов и их техни-
ко-экономических характеристик показаны условия эксплуата-
ции при откачке пресных, кислотных, щелочных и радиоактив-
ных вод.
На основе своего опыта эксплуатации и исследования
режимов насосов в различных горно-рудных бассейнах, а также
опыта работы по проблеме водоотлива кафедры «Горные
машины и горная электромеханика» Московского Государствен-
ного Открытого Университета (бывш. ВЗПИ), автор выполнил
расчеты и представил некоторые технико-экономические показа-
тели работы наиболее ответственных шахтных высоконапорных
насосов, получающих все большее распространение в связи
с переходом на глубокие горизонты.
Автор выражает признательность сотрудникам кафедры
«Горные машины и горная электромеханика» А. П. Батаногову
и Д. Е. Санину, а также П. И. Салтанову (СУБР) за помощь
и ценные советы при, работе над разделом «Двухдвигательный
электропривод для главных водоотливных установок», а также
работникам бокситовых рудников и Яковлевского рудника
КМА за большую помощь при проведении испытаний шахтных
насосов в различных горно-технических условиях рудников
и финансовую помощь в издании книги.
4
1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ШАХТНЫХ НАСОСАХ
Водоотливные установки в горной промышленности обору-
дуются центробежными насосами—гидравлическими машина-
ми, высоконадежными в работе, более экономичными по
сравнению с поршневыми насосами и позволяющими использо-
вать высокооборотные двигатели. Благодаря применению таких
двигателей сокращаются габариты насосов, уменьшаются объ-
емы проходки горных выработок для водоотливных установок
~ и снижаются эксплуатационные расходы на откачку 1 м3 воды.
1.1. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ШАХТНЫХ НАСОСОВ
Работа шахтных насосов характеризуется рядом следующих
важных параметров, значения которых определяются ГОСТами
и техническими условиями.
Подача—количество жидкости, подаваемой насосом в еди-
ницу времени. Объемная подача Q измеряется в м3/ч, м3/с
и т. д., массовая подача G—в т/ч, кг/мин и т. д. Массовая
и объемная подачи связаны соотношением G = Qp (р — плот-
ность шахтцой воды, равная 1000 кг/м3).
Для эксплуатационных расчетов используют подачи: по
техническому паспорту <2,10М, в режиме максимального КПД
насоса <2ОПТ, минимально и максимально допустимые по'
УСЛОВИЯМ Эксплуатации СООТВеТСТВеННО Qmin и <2тах-
Напор — удельная (отнесенная к единице веса) механическая
энергия жидкости в данной точке потока. Напор равен
максимальной высоте, на которую может подняться жидкость
над поверхностью отсчета; измеряется в метрах (м).
Приращение механической энергии, получаемой каждым
килограммом проходящей через насос жидкости, т. е. разность
удельных энергий жидкости при выходе из ^гасоса и входе
в него, происходит за счет энергии, получаемой насосом от
двигателя.
Удельная энергия жидкости (Дж/Н):
на входе в насос
Р V2
Ев=-+Нв+^-;
Y 2g
на выходе из насоса
Р V2
£н=-+нн+^.
Y 2g
Напор насоса, м
H=^b+(HK-HBC) + V-^. (1.1)
Y 2g
5
В вышеприведенных формулах: Р„, Hs, vH—давление, отметка
(высота) и скорость потока при выходе из насоса; Рв, Нв,
vB—то же, при входе в насос.
Напор Н насоса складывается из статического и динамиче-
ского напоров: Н=Нст + На.
Статическим напором насоса называет приращение удель-
ной потенциальной энергии жидкости в насосе
Н„ = ^^+Нл-Нв, (1.2)
т
динамическим — кинетической:
H=(v*-v*)/2g.
В отдельных случаях кроме напоров по техническому паспорту
и при максимальном КПД выделяют напор при нулевой
подаче Но.
Потребляемая мощность—энергия, потребляемая насосом
от двигателя в единицу времени. Часть потребляемой насосом
мощности (энергии) теряется в насосе. Если вычесть из
потребляемой мощности N мощность всех потерь Л N в насосе,
то можно получить полезную мощность насоса: Nn = N— AN.
Полезная мощность (Дж/с) представляет собой прираще-
ние энергии жидкости в насосе в единицу времени:
Nn = GHg = yQH=pgQH, (1.3)
где G— массовая подача, кг/с.
Потери энергии в насосе характеризуются КПД насоса
i\=NnlN, (1.4)
с учетом которого потребляемая насосом мощность (кВт):
N=Nj^pgQHI'x\. (1.5)
В практике различают номинальную (паспортную) мощ-
ность 2VH0M при 2н0М, Нном, ипом; мощность 2VonT в режиме
насоса с максимальным КПД и мощность 2V0 при нулевой
подаче (2 = 0). КПД шахтных насосов лежит в пределах
0,6—0,8.
Частота вращения — число оборотов вала насоса в единицу
времени. Выбор частоты вращения определяется типом насоса,
типом двигателя, допустимой высотой всасывания, весовыми
и габаритными показателями.
Высота всасывания представляет собой разность между
отметками оси насоса Нв и свободным уровнем воды в во-
досборнике Но и называется геометрической высотой всасыва-
ния, выражается формулой
Нва = Нв~Н0.
6
Отрицательная геометрическая высота всасывания называ-
ется подпором. В этом случае насос находится ниже уровня
воды в водосборнике.
1.2. КЛАССИФИКАЦИЯ ШАХТНЫХ НАСОСОВ
В горной промышленности принята следующая классифи-
кация насосов.
По принципу действия—насосы динамические и объ-
емные. Динамические насосы подразделяются на лопастные
и вихревые (последние в горной промышленности распростра-
нения не имеют). В лопастных насосах жидкость получают
приращением потенциальной и кинетической энергии за счет
взаимодействия с рабочим колесом. Кинетическая энергия
в неподвижных элементах насоса (отвод) превращается в энер-
гию давления. Получившие наибольшее распространение ло-
пастные насосы подразделяются:
по направлению движения жидкости в насосе—
центробежные и осевые (осевые в горной промышленности
практически не применяются);
по свойствам перекачиваемой жидкости—для
чистых шахтных вод, загрязненных и эрозивных вод, кисло-
тных, радиоактивных и геотермальных вод с температурой
свыше 50 °C (7’>327 К);
по технологическому назначению—для главных
водоотливных установок; участкового, проходческого и вспо-
могательного водоотливов; погружные в системе осушения
месторождений полезных ископаемых;
по конструктивным признакам — по расположению
вала (горизонтальные и вертикальные), по способу подвода
жидкости—с боковым и осевым входом, по расположению
рабочих колес (консольные и многоблочные), по числу рабочих
колес (одноступенчатые и многоступенчатые), по типу привода
(с асинхронным, синхронным, низковольтным и высоковольт-
ным электроприводом). Регулируемый электропривод распро-
странения в горной промышленности не получил.
Объемные насосы подразделяются на возвратно-поступа-
тельные и роторные.
Возвратно-поступательные насосы различаются способом
действия поршня (односторонний и двусторонний), положением
поршня и цилиндра (горизонтальные и вертикальные), формой
поршня (дисковые и плунжерные). В таких насосах жидкость
в цилиндр поступает за счет разрежения при осевом перемеще-
нии поршня.
Роторные насосы делятся на шестеренные, винтовые
(одно- и многовинтовые), пластинчатые (одно- и многопластин-
чатые). При вращении рабочего органа создается разрежение,
жидкость поступает в полость насоса и перемещается от
7
Рис. 1.1. Гидравлическая схема водоотливной установки при положительной (а)
и отрицательной (б) высоте всасывания:
I—нагнетательный трубопровод; 2—задвижка; 3—обратный клапан; 4— колено нагнета-
тельного трубопровода (става); 5 — манометр; 6—насос центробежный; 7—вакуумметр;
8—всасывающий трубопровод; 9—всасывающий клапан с приемной сеткой; 10—водо-
сборник при отрицательной высоте всасывания; Нвс — высота всасывания; Ни—геометриче-
ская высота нагнетания; Нг—геометрический напор установки; Лпод—высота подпора воды
при отрицательной высоте всасывания
входного патрубка к выходному. Роторные насосы используют
в участковых и вспомогательных водоотливных установках.
В зависимости от технологической схемы водоотливной
установки шахтные насосы работают в следующих режимах:
нормальном, при котором обеспечиваются заданные техничес-
кие показатели, и оптимальном, когда КПД имеет максималь-
ное значение. Существует также кавитационный режим, при
наступлении которого происходит срыв подачи насоса. Выбор
режима обусловливается также расположением насосов по
отношению уровня воды в водосборнике (рис. 1.1).
При положительной высоте всасывания (рис. 1.1, а) уровень
воды находится ниже оси рабочего колеса насоса. Эти
8
установки получили наибольшее применение в угольной и гор-
норудной промышленности.
При отрицательной высоте всасывания ' (рис. 1.1, б) ось
рабочего колеса находится ниже уровня воды, а насос—под
постоянной заливкой. Установки этого типа применяют в усло-
виях разработки обводненных рудных месторождений [34].
1.3. ВЫБОР И ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ ШАХТНЫХ НАСОСОВ
Выбор шахтного насоса определяется гидрогеологическими
и горнотехническими условиями шахт и рудников и физико-
химическими свойствами шахтных вод.
В зависимости от способа ведения горных работ, обильности
паводка в весенний и осенний периоды и общей гидроге-
ологической обстановки на разрабатываемом месторождении
различают нормальный и максимальный притоки шахтных
вод в горные выработки. Приток шахтных вод определяет
подачу шахтного насоса, а глубина разрабатываемых горных
выработок—его напор.
При определении подачи шахтного насоса используется
коэффициент водообильности Ke = Qroa/Aul, численно равный
отношению годового притока шахтных вод Огод к годовой
добыче шахты Аш.
Данные о коэффициенте водообильности приведены в ли-
тературе [30].
Подачу насоса выбирают исходя из нормального суточного
притока в шахту вод:
есут=д;лш/зб5. (1.6)
Минимальная подача насоса—это откачка нормального
суточного притока за 20 ч, т. е.
Omin — 24Qnp/20,
гДе SnP — часовой приток шахтных вод, м3/ч.
Подача насоса Он max при максимальном суточном притоке
воды
0нтах = 2тах/20, (1.7)
Отах—максимальный суточный приток воды в шахту,
вычисляемый по формуле
Отах ^вОсут-
Ориентировочный напор шахтного насоса рассчитывают по
уравнению
где т|тр — КПД трубопровода, равный 0,9—0,95.
9
2-5042
Тип насоса подбирают по сводному графику рабочих зон
характеристик насосов с нанесением точек (2min и Н'. Если
в рабочей зоне находится несколько типов насосов, то
сравнительный выбор осуществляют по программе «Фортран
IV» с учетом всех технико-экономических показателей насоса:
Q, п, N, т), Е, АЛ.
При отсутствии насоса с необходимой подачей в условиях
обводненных рудных месторождений, а также в случае невоз-
можности использования мощных насосов из-за транспорти-
рования по горным выработкам и недопустимого снижения
напряжения в шахтной сети при пуске принимают к одно-
временной работе несколько насосных агрегатов с меньшей
подачей. После выбора типа насоса по характеристике находят
подачу Q и напор на одно колесо Нк, затем проверяют его
на устойчивость в шахтных условиях: Нг^0,95 Н или Яг^0,95
HKZ. Напор насоса при закрытой задвижке проверяют по
уравнению: H0>fiKZ. Если условие для Нг не соблюдается,
то увеличивают число рабочих колес и округляют до ближай-
шего большего. Число рабочих колес рассчитывают по соот-
ношению Z = HfHK.
Выбранный с применением ЭВМ насос должен обладать
максимальным КПД, иметь минимальный расход электро-
энергии ' и лучшие эксплуатационные свойства, а режим его
работы находиться в зоне промышленного использования:
ел<еР<еп, (i-8)
где 2Л и 2п—подача насоса (м3/ч) в левой и правой
границах зоны промышленного использования характеристики.
Тип шахтного насоса после определения его параметров
выбирают по каталогам согласно с расчетными данными
проекта водоотливной установки? Объемная подача (м3/ч; м3/с)
и давление нагнетания (МПа) зависят «от глубины шахты.
Особое внимание при выборе типа насоса уделяют свойст-
вам . шахтных вод: химической активности, содержанию ме-
ханических примесей, вязкости, температуре, жесткости. По
этому признаку шахтные насосы могут быть условно подраз-
делены как предназначенные для применения на шахтных
водах: чистых и слегка загрязненных; загрязненных с высоким
содержанием механических примесей; кислотных с высоким
содержанием свободной серной кислоты; радиоактивных и аг-
рессивных; эрозирующих с высоким содержанием кремниево-
корундовых частиц.
В зависимости от температуры откачиваемых шахтных вод
насосы можно подразделить на работающие в среде холодных
(7’^327 К) и горячих, термальных (7’^327 К) вод.
Для обеспечения однотипности и создания оптимальных
условий ремонта при выборе шахтных насосов необходимо
10
учитывать, что насосы одного и того же типа могут ис-
пользоваться в различных горнотехнических условиях. При
этом следует делать правильный выбор высоты всасывания,
кавитационного запаса или подпора, если установка будет
работать с отрицательной высотой всасывания. Рекомендуется
выбирать шахтные насосы с большей частотой вращения и в
целях сокращения размеров насосных камер—учитывать высо-
ту всасывания. Правильный выбор насоса невозможен без
рационального выбора КПД насоса и двигателя, мощности
двигателя, вращающего момента и массы, выбора и оценки
типа приводного электродвигателя, его пусковых характеристик.
Возможности шахтных насосных агрегатов оценивают по
ресурсу их работы, виброшумовым характеристикам и пус-
ковым режимам.
В связи с перспективным развитием горных работ, раз-
работкой глубоких горизонтов и притоками шахтных вод
большое внимание уделяется прогнозированию режимов ра-
боты шахтных насосов, возможности их параллельной работы
и специальным режимам в условиях, например, ответвления
трубопровода на промежуточные горизонты для водоснабжения
буровых работ. Выбрать насос для разработок обводненных
рудных месторождений с большими притоками шахтных вод
не представляется возможным, поэтому для подобных условий
в горной промышленности разрабатываются новые типы
шахтных насосов. При этом составляется конструкторская
документация на изготовление и испытание опытной партии,
изготовляются и проводятся стендовые испытания опытных
образцов, корректируется конструкторская документация по
результатам заводских и промышленных испытаний в подзем-
ных условиях. Затем выполняются межведомственные приемоч-
ные испытания, корректируется конструкторская документация
по результатам промышленных испытаний и комплектуется
необходимый материал для изготовления серийной партии.
2. ШАХТНЫЕ ВОДЫ
Первый, основной источник пополнения шахтных вод—
атмосферные осадки; при их увеличении в периоды весенних
и осенних паводков усиливаются притоки в горные выработки,
причем в прямой зависимости от обнаженности и трещино-
ватости горных пород.
Второй источник притоков шахтных вод в горные выработ-
ки-озера, пруды, реки, особенно, если существует гидроге-
ологическая связь через трещины и разного рода «надвиги».
Генезис шахтных вод определяет их химический состав
и физико-механические свойства, которые весьма неоднородны
И
2
из-за изменяющегося состава полезных ископаемых и вмеща-
ющих пород, углубления разработок месторождений и раз-
нообразных горнотехнических условий рудников и шахт.
Состав шахтных вод, определяющий их агрессивность,
содержание механических примесей и растворенных газов,
является основным при выборе типа шахтных насосов.
При вскрытии и разработке месторождений полезных ис-
копаемых возникает необходимость откачивать на поверхность
большие объемы шахтных вод. Согласно данным по 1880
водоотливным установкам Донбасса, часовой приток откачива-
емых на поверхность шахтных вод составляет 2,1 • 105 м3/ч,
суммарный годовой их приток превышает 1,85 • 109 м3/год,
а годовой расход электроэнергии на водоотлив превышает
4,35 • 109 кВт/ч.
Изучение притоков шахтных вод в сложных гидрогеоло-
гических условиях рудных месторождений—Северо-Уральских
бокситовых рудников (СУБР) и Миргалимсайского месторож-
дения (Южный Казахстан) — показывает, что притоки шахтных
вод только по шахтам СУБРа за последние три года возросли
с 10-103 до 20—25-103 м3/ч. Суммарный расход электроэнер-
гии на водоотлив по этому месторождению, превысил
0,2 • 10б кВт • ч в сутки в связи с вскрытием большого количества
карстовых полостей и увеличением депрессивной воронки из-за
углубления разработки месторождения.
Отрицательное воздействие шахтных вод на ведение горных
работ весьма заметно и выражается в снижении несущей
способности почвы и ее «пучении», отчего уменьшается произ-
водительность проходческих машин и машин очистного ком-
плекса, растет горное давление, вызывая деформацию крепи.
Обводненные пески в кровле обусловливают капеж воды,
который ухудшает условия труда, снижает эффективность
работы насосов и горных машин, усиливает их коррозионный
износ. При повышенных напорах шахтных вод возможны
внезапные выбросы, часто сопровождающиеся выносом песка
и плывунов. Так, на шахтах СУБРа за последние три года
произошло более 200 внезапных выбросов шахтных вод
в горные выработки, которые трудно поддаются прогно-
зированию [3 ].
Шахтные воды оказывают влияние на работу механизи-
рованных лав. Так, при притоках воды в лаву свыше 5 м3/ч
использовать оборудование комплексов практически невозмож-
но, а в условиях шахт Кузбасса, когда притоки шахтных
вод в забое составляют 10—15 м3/ч, производительность труда
снижается на 80—85%. В связи с этим необходим поиск
рациональных способов удаления шахтных вод из горных
выработок при обеспечении безотказной работы шахтных
насосов.
12
Внезапные выбросы шахтных вод в горные выработки
представляют исключительную опасность для жизни работа-
ющих под землей. Затопление горных выработок, механизмов
и машин связано с большими трудовыми затратами на
восстановительные работы. Так, на одном из участков
проходческих работ концерна «Кузнецкуголь» гидрогеологиче-
ский прогноз показывал, что на пути проходки ожидается
скопление шахтных вод в больших объемах. В таких
условиях проходка горных выработок по правилам техники
безопасности осуществляется с обязательным бурением пере-
довых разведочных скважин. Однако в указанном случае
разведочное бурение произведено не было и проходческий
комбайн в процессе работы вскрыл скопление шахтных вод,
отчего произошел единовременный выброс воды в горные
выработки более 300 м3. Это послужило причиной гибели
двух проходчиков и затопления горизонта со всеми механиз-
мами.
2.1. ХАРАКТЕРИСТИКА ПРЕСНЫХ ШАХТНЫХ ВОД
Пресные воды встречаются при разработке большинства
месторождений и откачиваются на поверхность в значительных
объемах. При концентрации солей до 1 г/кг вода считается
пресной, до 25 г/кг — солоноватой, свыше 25 г/кг — соленой.
По мере увеличения общей минерализации растет концентрация
ионов SOJ", С1~ и Na+, а при их преобладании воды
становятся агрессивными, что осложняет эксплуатацию шахт-
ных насосов.
Санитарная характеристика шахтных вод опре-
деляется числом бактерий в 1 мм3 и колититром — объемом
воды в кубических миллиметрах, в котором обнаружена одна
кишечная палочка. Для питьевой воды общее число бактерий
в 1 мм3 воды должно быть не более 100.
По данным Киевского научно-исследовательского института
общей и коммунальной гигиены, колититр шахтных вод
колеблется от 0,0001 до 0,01 и содержание кишечных палочек
от 10-104 до 10 • 107 на 1 мл, что указывает на большую
бактериальную загрязненность. Эти же данные для шахтных
вод Подмосковного бассейна и СУБРа значительно ниже.
Запах и привкус шахтных вод оценивается по пятибалльной
системе (ГОСТ 2874—83), согласно которой питьевая вода
при температуре 20 °C и подогреве до 60 °C не должна иметь
запаха и привкуса более двух баллов. Это необходимо
учитывать при очистке и использовании шахтных вод для
коммунальных целей. Однако эти показатели не имеют су-
щественного значения, если шахтные воды используются для
технических нужд шахт и рудников.
13
Таблица 2.1
Крупность частиц механических примесей в шахтных
водах некоторых угольных бассейнов
Бассейн Количество взвешенных веществ в исходной шахтной воде, мг/л Содержание (%) частиц крупностью, мк
50 50—10 10—5 5—1
Донецкий 120—1200 7—18 22—70 15—35 17—53
Печорский 150—4800 27—42 47—65 6—12 —
Карагандинский 80—2400 1—30 5—43 11—94 41—67
Таблица 2.2
Содержание механических примесей в шахтных водах
угольной и горнорудной промышленности
Бассейн, рудник Содержание взвешенных веществ, мг/л
Бассейн:
Донецкий 20—12860
Львонско-Волынский 20—50
Кузнецкий 10—37150
Карагандинский 100—6700
Подмосковный 20—25560
Кизёловский 160—5360
Челябинский 40—1720
ПО «Севуралбокситруда» Рудник: 50—1200
Дегтярский 200—2200
Красногвардейский 180—4200
Содержание и крупность взвешенных частиц
механических примесей в шахтной воде изменяются
в широких пределах: от 10 до 37 000 мг/л (табл. 2.1 и 2.2)
и даже более. Шахтные нейтральные воды марганцевых
месторождений (Никополь—Марганец) имеют повышенное
содержание марганца в виде осадка от 2 до 250 мг/л.
Воды антрацитовых шахт характеризуются значительным
содержанием механических примесей, большой плотностью
частиц угля и быстрым осаждением взвесей воды. Взвешенные
вещества в шахтных водах угольной и горнорудной промыш-
ленности представлены частицами пород, кварца, гранита,
руды и угля различной дисперсности. Согласно ГОСТ 2874—73,
содержание взвешенных веществ в воде, подаваемой для
хозяйственно-питьевых целей централизованными системами
водоснабжения, не должно превышать 1,5 мг/л, что необходимо
учитывать при использовании шахтных вод в коммунальных
целях.
Сведения (весьма противоречивые) о составе и концентрации
твердого в шахтной воде приведены в многочисленных работах
14
[24] . Общее содержание абразивной взвеси на медных рудниках
Урала колеблется от 10 000 до 50 000 мг/л. В пробах, отоб-
ранных из водосборников 19 шахт Челябинского, Донецкого,
Подмосковного и других бассейнов, механических примесей
содержится от 3000 до 5000 мг/л.
В работе [6] на основе результатов анализов 14 418 проб
шахтной воды, взятой на 286 шахтах, изложены данные
о составе и количестве механических примесей. Средневз-
вешенное значение механических примесей составляет 238 мг/л
при среднеквадратичном отклонении 840 мг/л. В 221 пробе
обнаружено от 2000 до 9838 мг/л механических примесей,
а в 71 пробе из них—соответственно 5000 мг/л.
В шахтной воде основную часть (60—80%) составляют
угольные частицы, остальную — окатанные, и остроугольные
зерна пирита и кварца. По ситовому анализу проб, 50—70%
частиц шлама имеет размеры от 0,05 до 0,2 мм.
Согласно известным данным о влиянии механических при-
месей в шахтных водах на работу шахтных насосов:
содержание их колеблется в весьма широких пределах
и среднее содержание взвешенных частиц составляет от 800—
1500 мг/л;
свыше 70 водоотливных установок шахт Донбасса откачи-
вает шахтные воды с содержанием механических примесей
1500—3000 мг/л [6], а отдельные шахты—со значительно
большим («Молодогвардейская»—до 10 000 мг/л, «Про-
гресс»—до 5000.мг/л).
При этом основную массу составляют фракции размером
0,1—0,2 мм с присутствием частиц минерального происхож-
дения— полевого шпата, кварца, угля, корунда,— обладающих
высокой микротвердостью.
Наличие механических примесей в шахтных водах вызывает
сильный износ рабочих колес и разгрузочных устройств насоса.
Интенсивность износа резко возрастает при повышенном
содержании взвешенных кварцевых частиц вмещающих пород
крупностью от 0,1 до 3 мм. Повышенный износ наблюдается
также щелевых уплотнений насоса шейки вала, когда кольцевая
концентрическая щель преобразовывается в серповидную. Ин-
тенсивный износ насосов вызывает ухудшение характеристик
насоса и увеличение энергетических затрат на откачку 1 м3
шахтной воды.
Для откачки шахтных вод с механическими примесями на
поверхность в горной промышленности применяют две схемы.
По первой схеме, шахтные насосы ^откачивают неосветлен-
ные шахтные воды (механические примеси 150—400 мг/л)
и очистка происходит только в водосборниках. При этом
происходит повышенный износ шахтных насосов и срок их
службы всего 6—8 мес.
15
По второй схеме, работа осуществляется по принципу
безотходной технологии (например, в Канаде, ЮАР и др.)
и шахтные воды подвергаются глубокой очистке с применением
фильтровальных и коагуляционных установок, устраняющих
запах и мутность. Предназначенная для питьевых целей вода
из особо оборудованных водосборников откачивается на по-
верхность по специальным трубам.
Опыт эксплуатации показал значительные преимущества
второй схемы: снижение коррозионно-эрозионного износа на-
сосов, уменьшение потребляемой мощности двигателей, со-
кращение мощности поверхностных систем водоснабжения
и сохранение запасов поверхностных пресных вод. При этом
улучшается экологическая обстановка горнорудных предприя-
тий, так как получаемый при очистке шахтных вод шлам
используется для закладки выработанного пространства.
Электропроводность шахтных вод определяется
их солесодержанием и изменяется в весьма широких пределах,
например удельная проводимость пресных вод Турьинского
медного рудника колеблется от 4-Ю-2 до 12 • 10~2 Ом-см
при 10 °C. Сильно минерализованные шахтные воды Карабаш-
ского и Красногвардейского рудников имеют повышенную
удельную электропроводность: от 5 • 10“2 до 32 • 10“2 Ом-см
при 10 °C. Удельная электропроводность чистой природной
воды с незначительным количеством механических примесей
изменяется также в широких пределах: от 1,47 • 10“1 Ом-см
при низких положительных температурах до 4,41 -10-1 Ом-см
при 18 °C.
щ елочность шахтных вод обусловливается присут-
ствием в них бикарбонатов и гуматов, т. е. солей слабых
органических кислот. Измеряется щелочность в мг • экв/л.
Жесткость шахтных вод характеризует суммарную
концентрацию в них ионов кальция и магния, измеряемую
в мг-экв/л. Различают жесткость общую, карбонатную и некар-
бонатную. Карбонатной называется жесткость, обусловленная
содержанием биокарбонатов и карбонатов кальция и магния
(изменяется от 0,6 до 6,2 при преобладающей 3,5 мг-экв/л).
Некарбонатная жесткость определяется присутствием’ суль-
фидов, хлоридов и в меньшей мере нитратов и, силикатов
кальция и магния. Общая жесткость шахтных вод Подмосков-
ного бассейна изменяется от 2,64 до 10,06 при преобладающей
5,5 мг-экв/л. Содержание свободной углекислоты находится
в пределах 52—62,0 мг/л.
Общая жесткость питьевой воды по ГОСТ 2874—73 должна
быть 7 мг-экв/л. Сухой остаток определяется от упаривания
известного объема неотфильтрованной пробы и высушенной
при 110 °C. Сухой остаток шахтных вод Криворожских руд-
ников составляет от .20-102 до 12-102мг/л, при высоком
16
содержании в растворе хлоридов — до 72,5 • 103, сульфитов—до
17,1 • 102, калия и натрия — от 50 до 50-102 мг/л.
Жесткость шахтных вод учитывается и при их использова-
нии для технических и бытовых целей на горных предприятиях.
Ниже приведена классификация шахтных вод по жесткости,
мг-экв/л:
Очень мягкая ............................................... 0—1,5
Мягкая ..................................................... 1,5—3,0
Умеренно жесткая .......................................... 3,0—6,5
Жесткая .................................................... 6,5—10,5
Очень жесткая .............................................. Более 10,5
Процесс удаления из воды растворенных в ней солей,
обусловливающих ее жесткость, называется умягчением. По-
вышенная жесткость шахтных вод из-за образующейся накипи
затрудняет теплообменные процессы в отопительных котлах,
компрессорных и калориферных установках.
Умягчение воды производится в специальных умягчительных
установках или водоочистителях с применением реагентов —
извести Са(ОН)2 и соды Na2CO3, а также пермутитов, т. е.
сплавленной и размолотой смеси кварца, каолина и соды.
Мутность шахтных вод определяется повышенным содержа-
нием сернокислотных, железистых и других соединений, ко-
торые находятся в породах. В зависимости от качества
и концентрации соединений шахтные воды, например рудников
Урала и Кизеловского бассейна, меняют свою окраску от
светло-желтого при слабой кислотности до темно-красного —
при сильной. Мутность измеряют мутномером, в основе —
сравнение пробы воды с эталонами, приготовленными из
инфузорной воды или каолина и имитирующими разную
степень мутности воды.. Мутность питьевой воды, согласно
стандартной шкале, должна быть не более 1,5 мг/л. Для
определения мутности применяют также нефелометры—при-
боры, основанные на действии фотоэлементов.
Запах и привкус шахтных вод оценивают по пя-
тибалльной шкале. Согласно ГОСТ 2874—82, питьевая вода
при температуре 20 °C и подогревании до 60 °C не должна
иметь запаха и привкуса более 2 баллов. Для технических
же нужд шахт и рудников эти показатели существенного
значения не имеют.
Содержание газов (кислород, сероводород и др.) в шахтных
водах свыше 1 % не допускается, так как они усиливают
коррозию металла и бетона, вызывают кавитацию и снижают
подачу насосов (при увеличении объема газов и воздуха
в шахтной воде на 1% подача насоса снижается на 6—8%).
Если шахтные воды используются для коммунальных
и производственных нужд, то особенно необходимо удаление
сероводорода, так как удаление газов из шахтных вод —
актуальная задача в целях повышения наработки на отказ
шахтных насосов. С понижением давления в шахтных водах
объем газа увеличивается, а воды — остается неизменным. Чем
ниже давление, тем интенсивнее выделение растворенных газов.
При температуре 10 °C и любом давлении соотношение
объема газа и воды определяется характерйстическим уравне-
нием = 0,024, где и V2—соответственно объем воздуха
и объем воды. Весовая часть растворенного воздуха в 1 м3
при температуре 10 °C и давлении 1,1 МПа составляет
0,0289 мг, а при 0,01 МПа—0,0057 мг.
Газрнасыщенность шахтных вод изменяется от п 10 до
и-103 см3/л и зависит от степени их минерализации, с ростом
которой снижается растворимость газа. Количество раство-
ренных газов прямо пропорционально давлению газа или
парциальному давлению в смеси газа.
2.2. АГРЕССИВНЫЕ И КИСЛОТНЫЕ ШАХТНЫЕ ВОДЫ
При разработке месторождений колчеданных руд на поверх-
ность откачиваются агрессивные и кислотные шахтные воды
в значительных объемах, что осложняет экологическую об-
становку на горных предприятиях: загрязняются водоемы,
ухудшается состояние окружающей среды. Агрессивные воды,
которые содержат сульфаты, окислы азота и другие химические
соединения, активно вступая в химическую реакцию с металлом
и бетоном, разрушают шахтные насосы, горное оборудование
и бетонное крепление насосных камер водоотливных установок.
Существует условная характеристика шахтных вод по их
агрессивности [24]: углекислые с содержанием углекислоты
в пределах 3—4 мг/л, выщелачивающие с содержанием 0,4—1,5
мг/л углекислоты и сульфатные с содержанием сульфатов до
250 мг/л.
Шахтные воды с содержанием сульфидов менее 50 000 мг/л
относятся к среднеагрессивным, при содержании хлоридов
свыше 5000 кг/л — к сильноагрессивным (СНиП — П — 28 — 73).
Агрессивность шахтных вод определяется условиями об-
текания и потерей веса стальных конструкций, со скоростью
обтекания до 1 м/с.
В проточной части шахтных насосов скорость потоков
в уплотнениях рабочих колес составляет 15—20 м/с, а в тор-
цевой щели разгрузочных устройств—достигает 45 м/с. При
таких значениях скорости усиливаются эрозионно-коррозионные
процессы и, особенно при высоком давлении, разрушаются
детали насосов, а следовательно, сокращается их наработка
на отказ.
Кислотные шахтные воды встречаются в горнорудной
(медные рудники Урала) и угольной (месторождения Кизелов-
18
ского угольного бассейна) промышленности. Количество руд-
ников и шахт, где откачивают кислотные и агрессивные
шахтные воды, в горной промышленности непрерывно уве-
личивается.
Шахтные воды при своем движении в руде, угле и вмеща-
ющих породах с содержанием серы 35—40% насыщаются
сернистыми соединениями, растворяют серный колчедан. Об-
разующаяся свободная серная кислота содержится в растворах
в весьма значительных количествах. Вместе с тем в воду
попадают окислы железа, хлоридов и других агрессивных
химических соединений.
Содержание свободной серной кислоты в воде и величина
водородного показателя pH — наиболее характерные признаки
кислотности и агрессивности шахтных вод. Однако, для
объяснения корродирующих их свойств только этих факторов
недостаточно: необходимо учитывать влияние соединений же-
леза и хлоридов. Так, корродирующее действие оказывают
соли железа в кислотных водах Карабашского, Красногвар-
дейского и других медных рудников Урала (табл. 2.3).
Концентрация водородных ионов в воде или степень
кислотности и агрессивности шахтной воды оценивается во-
дородным показателем pH, который представляет собой 1g Н,
взятый с обратным знаком. Водородный показатель pH,
характеризующий концентрацию (точнее — термодинамическую
активность) ионов водорода в растворе, используют для
контроля химических и биохимических процессов. При тем-
пературе 25 °C в нейтральной среде pH = 7, в кислых средах
pH <7, в щелочных pH >7. Иначе, для чистой воды, облада-
ющей нейтральной реакцией, pH = 7.
Таблица 2.3
Степень кислотности шахтных вод на медных рудниках Урала
Воды Водородный показатель Месторождение, рудник, бассейн Глубина го- ризонта, м
Сильнокислотные 1—3 Карабашское Красноуральское (Красно- гвардейский рудник) Кизеловский угольный бассейн 320 244 800; 700; 425
Среднекислотные 3—4 Рудник имени 111 Интерна- ционала «Левиха-Центральная» 180 80
Слабокислотные 4—6 Гумешское Рудник имени Ш Интерна- ционала 80 275
Нейтральные 7 Турьинское 324
Слабощелочные 8—9 Турьинское 222
3*
19
Кислотные шахтные воды по сравнению с нейтральной
водой содержат в 1000 раз больше водородных ионов, что
соответствует Н = 110.~4, или Н=—4 и pH = 4.
Заметное агрессивное влияние кислотных шахтных вод на
шахтные насосы и горное оборудование наблюдается при
pH = 4,0 4-4,5 и содержании свободной серной кислоты 100—
.150 мг/л. Чем выше концентрация свободных водородных
ионов и, следовательно, чем меньше водородный показатель
pH, тем больше кислотность воды и ее разрушающее действие.
Между общей минерализацией шахтных вод и величиной
pH существует обратная зависимость: для высокоминерали-
зованных и кислотных вод характерно низкое значение pH.
Интенсивное образование кислотных шахтных вод наблюда-
ется в периоды снеготаяния и дождей осеннего сезона, когда
содержание свободной серной кислоты в воде возрастает
с 5000 до 20 000 мг/л.
Спустя 10—15 дней шахтные воды поступают в водосбор-
ники шахты и вызывают повышенный износ шахтных насосов.
Кислотные шахтные воды интенсивно образуются также
в период возникновения эндогенных (подземных) пожаров при
разработке колчеданных месторождений с высоким содержани-
ем серы в полезных ископаемых. Вода, содержащаяся в гли-
нопульпе, которая используется для тушения подземного
пожара, выполняет роль окислителя. Повышение кислотности
и температуры шахтных вод является одним из основных
признаков очагов эндогенного пожара.
По химическому составу кислотные шахтные воды окйс-
ленной зоны сульфидных месторождений в своем большинстве
являются растворами сульфатов тяжелых, щелочно-земельных
и щелочных металлов не постоянными по кислотности и степе-
ни окисления (табл. 2.4). Растворимость сульфидов в чистой
воде незначительная, но очень интенсивная в шахтных водах,
обогащенных кислородом. Кислотные шахтные воды по хими-
ческому составу, физико-механическим свойствам и санитарной
характеристике очень неоднородны и изменяются по глубине
разработки. Они проникают на значительную глубину и встре-
чаются на горизонтах 500 и 800 м в Карабашском, Красногвар-
дейском и других медных рудниках Урала. Наблюдается
вертикальная зональность снижения содержания свободной
серной кислоты в шахтных водах. Так, на шахте «Капитальная»
рудника им. III Интернационала на горизонте 185 м кисло-
тность шахтных вод pH = 3 = 3,5, а на горизонте 375 м —
рН = 5,0 = 5,5.
Высокая кислотность шахтных вод (pH = 2,5 = 4) осложняет
эксплуатацию шахтных насосов, поэтому все насосное оборудо-
вание должно быть в противокислотном исполнении. Однако
серийные шахтные секционные насосы в противокислотном
20
Таблица 2.4
Качественный состав шахтных вод
Угольный бассейн, рудник цветной металлургии Водород- ный по- казатель
Взвешенные частицы
1 2 3
Угольный бассейн:
Кузнецкий 7,1—8,3 50—2050
Донецкий 6,8—9,1 20—1280
Кизеловский 2,8—4,0 162—5860
Подмосковный 4,4—8,2 2—25500
Медные рудники Урала:
Дегтярский, шахта «Капиталь- ная» № 2 3,1—4,0 160—3600
Им. III Интернационала, шахта 3,2—3,8 200—4200
«Капитальная»
Красногвардейский, шахта «Ка- питальная» 3,5—40 150—3200
Миргалимсайский рудник, шах- та «Центральная» (Казахстан) 7,0—8,0 2—1200
Содержание, мг/л
Железо общее Хлориды Сульфаты Фенолы Сухой остаток
4 . 5 6 7 8
0,02—0,8 10—58 20—543 0,02—1,9 420—1300
0,33 24—3180 1280—7890 — 30—600
54—1170 — До 3630 — 1054—540
0,07—2878 0,03—1,58 0,33—66 — 2,8—3100
0,35—3580 0,15—2,45 1340—8900 0,08—1,9 800—340
0,25—3840 15—3018 1230—6450 — 1000—430
0,3—2830 10—3010 1100—5430 — 900—360
0,08—1,25 — 0,45—72 — 40—230
исполнении имеют малую подачу относительно притоков
шахтных вод. Например, на глубоких горизонтах некоторых
месторождений (Кизеловский угольный бассейн) притоки дости-
гают 2500 м3/ч и прослеживается тенденция к их увеличению
и на других месторождениях. Это требует установки большого
числа насосных агрегатов. Так, на шахте № 2 «Капитальная»
Кизеловского угольного бассейна в насосной камере устанавли-
вают 20—25 насосных агрегатов типа АЯП ЦНСК 300-600.
Снижение влияния на насосное оборудование агрессивных
и кислотных шахтных вод осуществляется проведением ряда
горнотехнических мероприятий: нейтрализацией вод негашеной
известью; созданием рациональной системы водосбора в под-
земных условиях и на поверхности; выполнением гидроизоляци-
онных работ и др.
Кислотные шахтные воды оказывают разрушающее действие
не только на оборудование, но и на окружающую природу,
все биологические процессы. Согласно требованиям водного
законодательства, кислотные шахтные воды подлежат обяза-
тельному опреснению и глубокой очистке. Поскольку изменить
условия эксплуатации шахтных насосов невозможно, то при-
менение более совершенных, коррозионно стойких металлов
и материалов для их изготовления является единственно
правильным научно-техническим направлением в повышении
надежности работы насосов.
2.3. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ШАХТНЫХ ВОД И ИХ ОЧИСТКА
В связи с экологическими проблемами к горным предприя-
тиям предъявляются повышенные требования в отношении
комплексного использования шахтных вод и способов их
очистки. Шахтные воды следует рассматривать как ценный
природный продукт, который необходимо использовать в на-
родном хозяйстве для целей водоснабжения, пополнения за-
пасов водоемов и рек, повышения урожайности сельскохозяйст-
венных угодий. Например, шахтные воды Миргалимсайского
рудника (Южный Казахстан) после соответствующей очистки
в подземных условиях в объеме 10—15 тыс. м3/ч откачивают
на поверхность и направляют на орошение многих тысяч
гектаров пахотной земли и бахчей.
При использовании шахтных вод как ценнейшего природ-
ного минерала (по определению акад. В. И. Вернадского)
необходимо осуществлять их всестороннюю оценку и ком-
плексное использование. Для этого разрабатыйают перспективу
их использования в народном хозяйстве с учетом требований
санитарной инспекции, выбирают способ очистки и выполняют
технико-экономические расчеты по применению их в горной
промышленности и народном хозяйстве региона.
22 . '
На разных стадиях проектирования выбирают способы
очистки шахтных вод до требуемого уровня и согласовывают
с Санэпидстанцией объем и место сброса их в водоемы и реки.
В горной промышленности очищенные шахтные воды
используют для орошения забоев при работе проходческих,
очистных комбайнов, и бурении шпуров с промывкой как
рабочую жидкость в гидротранспортных системах по доставке
полезного ископаемого, для охлаждения энергетических аг-
регатов в замкнутых системах водоснабжения, во многих
технологических процессах на обогатительных фабриках.
Очистка шахтных вод осуществляется по разнообразным
схемам путем отстаивания, коагуляции, фильтрации, обез-
зараживания и др.
Первоначальная очистка шахтных вод от механических
примесей производится в шахтных водосборниках, емкость
которых рассчитывается на не менее чем четырехчасовой
приток. В подземных водосборниках перед насосной камерой
задерживается 50—60% взвешенных веществ крупностью более
100 мк. Менее крупные частицы выносятся шахтными насосами
на поверхность и поступают в очистные сооружения.
Водоотстойники получили большое распространение,
их общая производительность в действующих очистных со-
оружениях только в угольной промышленности превышает
818,5 млн. м3. В подземных условиях и на поверхности при-
меняют горизонтальные и вертикальные отстойники с меха-
низированным удалением шлама. Низкая эффективность уст-
ройств удаления шлама обусловлена их конструктивными
недостатками и сложными условиями экскавации.
Размеры водоотстойника L = Kvcp-Hl/ui, 5=<2/3600 HiVcp,
где L и В—длина и ширина отстойника, м; 247=1,3-5-1,6—
коэффициент, учитывающий наличие частиц различной крупности
в гидросмеси; пср = 0,09 4-0,1 м/с — средняя скорость движения
воды по отстойнику (вертикальная составляющая сила, действую-
щая на частицу, должна быть меньше составляющей, направлен-
ной вниз); /71=2,5н-3 м—глубина зоны осаждения; иг—скорость
осаждения частиц, м/с; Q—расчетная производительность, м3/ч.
Размер и форма нижней части отстойника определяются
количеством осажденного твердого из воды и габаритами
средств, используемых для удаления шлама.
Пруды-осветлители рассчитаны на аккумуляцию шахт-
ных вод в течение нескольких суток; оборудуются механизи-
рованным удалением осадка. Эффект осветления в начальный
период составляет 70—85%. При этом способе требуется
минимальное количество механизмов и немногочисленный
обслуживающий персонал, возможны использование и заре-
гулирование шахтных и атмосферных вод для сельскохозяйст-
венного орошения, создание зон отдыха.
23
Шлам из прудов-осветлителей удаляется шламовыми насосами,
рассчитанными на максимальный размер твердых частиц 50 мм.
Водоемы имеют способность самоочищения, т. е. в них происхо-
дят: снижение концентрации загрязняющих веществ и бактериаль-
ной загрязненности; естественная биохимическая очистка шахтных
вод и другие физико-химические процессы. К недостаткам
прудов-осветлителей следует отнести высокую стоимость сооруже-
ния и ограниченную возможность по естественно-топографическим
и 1 горно-геологическим условиям их устройства.
В фильтровальных установках—высокоэффектив-
ных в работе (90—95% улавливания механических примесей) —
в качестве фильтрующего материала используются кварцевый
песок, антрацитовая крошка, горелые породы и другие матери-
алы, а также растительный слой болотных растений.
Недостатки фильтровальных установок — трудность разгруз-
ки, сложность транспортирования и складирования осадка —
необходимо учитывать при эксплуатации.
Широкое распространение получили механизированные
фильтры и фильтр-прессы, в которых фильтрование происходит
со скоростью 5—12 м/ч или со сверхскоростью 30—100 м/ч
при многослойном фильтровании.
Высота слоя воды 700—800 мм над слоем сортированного
кварцевого песка или антрацитовой крошки поддерживается
автоматически, при этом скорость фильтрования составляет
5—8 м/с. Нужный слой жидкости над фильтрующим матери-
алом устанавливается экспериментально: в зависимости от
технологических свойств фильтрующего материала. Интен-
сивность промывки скоростных фильтров принимают 12—
18л/(с-м2) с продолжительностью до 10 мин.
Суммарная площадь фильтров .
т^е/^-з^ад, • (2.1)
где Q — производительность очистных сооружений, м3/сут;
t—продолжительность работы в течение • суток, ч; Г] =
= 5,5-^8 м/ч—скорость фильтрования; nY—число промывок
в сутки; Кг — интенсивность промывки, л/(с-м2); — продол-
жительность промывки с учетом времени простоя фильтра
в связи с промывкой, ч.
Очистка и использование шахтных вод—сложная проблема.
Проектными институтами «Южгипрошахт», «Гипроцветмет»,
«Гипроникель» и др. разработаны разнообразные схемы очист-
ки, используемые в горной промышленности в зависимости от
состава шахтных вод и требований, предъявляемых к очистке.
На рис. 2.1 показана наиболее распространенная схема
очистки шахтных вод, применяемая на рудниках цветной
металлургии. Данная технологическая схема позволяет полу-
чить воду, пригодную для использования в системах водоснаб-
24
Рис. 2.1. Схема очистки шахтных вод на одном кз рудников цветной
металлургии:
1 — отстойник (водосборник); 2— коагуляционная установка; 3—бак реагентов для
коагуляции; 4—песчаные фильтры; 5—отстойник чистой воды; 6—бак для хлорирования
и обеззараживания шахтной воды; 7—конвейер для подачи осадков из отстойников
и коагуляторной в сушильный барабан; 8—сушильный барабан; 9—насосы; 10—
трубопроводы для транспортирования шлама
жения шахт и рудников в соответствии с существующими
нормативами санитарного контроля.
Сооружения для очистки пресных шахтных вод, за ис-
ключением отстойников, составляют технический блок. В него
входят насосная станция, напорные фильтры, фильтр-прессы
ФПАКМ-25, коагуляционная установка с емкостями для мок-
рого хранения глинозема и полиакриламида, хлораторная со
складом хлора и бак чистой воды.
Выдаваемые на поверхность водоотливными установками
шахтные воды поступают на радиальные отстойники. Для
ускорения выпадения взвешенных частиц в трубопровод перед
отстойниками вводят коагулянт — глинозем.
Осветленная в отстойниках шахтная вода подается на
напорные фильтры, а отфильтрованная — в коагуляционную
и хлораторную установки.
Осадок откачивается шламовыми насосами и удаляется
в хвостохранилище или на сушку. Твердый осадок используется
как строительный материал. Вода от регенерации после
фильтр-прессов поступает на вторичное использование. Осве-
тленные и очищенные шахтные воды по трубам или самотеком
направляются на горные предприятия для использования на
объектах коммунального хозяйства или на нужды сельского
хозяйства. Обессоливание шахтных вод происходит в отстой-
нике в присутствии соответствующих реагентов, устраняющих
запах, цвет, мутность и вредные примеси различных химических
соединений.
1-5042
25
При скорости выпадения взвешенных частиц и = 0,1 -е- 0,3 мм/с
происходит глубокая очистка шахтных вод (85—90%). Общая
глубина отстойника в установках 4,5—5 м; 0,5—0,8 м по
глубине занимает осадок, 0,4—0,5 м—нейтральный слой,
остальное—рабочий слой проточной воды.
В качестве коагулянтов применяют сернокислый алюминий
A12(SO4)3 х 18Н2О, сернокислое железо Fe2(SO4)3, хлорное же-
лезо FeCl3 и полиакриламид. В результате их взаимодействия
образуются гидраты окиси алюминия А1(ОН)3 или железа
Fe(OH)3, которые выпадают в виде белых хлопьев, увлекая
взвешенные частицы и бактерии. Расход коагулянта составляет
50—100 мг/л на 1 м3 очищаемой воды. Реагенты должны
хорошо смешиваться с Шахтными водами, для этого применяют
вихревые или дырчатые смесители [24, 33].
Очистка кислотных и агрессивных- шахтных вод осуществ-
ляется по более сложным технологическим схемам, где пре-
дусмотрено удаление свободной серной кислоты, вредных
примесей хлоридов, сульфатов и других окислов цветных
металлов с применением соответствующих коагулянтов. Эф-
фективность работы выбранных технологических схем очистки
шахтных вод в угольной и горнорудной промышленности
приведена в табл. 2.5. В зависимости от требуемого качества
очистки по согласованию с санитарным контролем может
быть выбрана упрощенная или сложная схема очистки шахтных
вод с учетом технико-экономических показателей.
Очистку шахтных вод для технических целей (без ис-
пользования в системах водоснабжения) осуществляют по
простейшим схемам очистки, содержащим пруды-очистители
и фильтрующие установки. Обезвреживание шахтных вод
Таблица 2.5
Эффективность очистных сооружений шахтных вод в угольной н горнорудной
промышленности
Очистное сооружение, технологический процесс Количество шахт, обору- дованных очистными сооруже- ниями Эффек- тивность очистки, %
Горизонтальный отстойник 523 40
Горизонтальный отстойник, пруд-осветлитель 40 80
Горизонтальный отстойник, фильтрация 4 90
Горизонтальный отстойник, коагуляция, осветлитель со взвешенным слоем осадка, фильтрация 15 95
Горизонтальный отстойник, коагуляция, вертикаль- ный отстойник, флотация 12. 98
Пруд-отстойник 231 85
Горизонтальный отстойник, напорные фильтры, коа- гуляция с хлораторной установкой 10 98,5
26
производят с помощью хлорагента—жидкого хлора или
хлорной извести, добавляемых по 25—30 г на 1 м3 очищаемой
воды. Весь процесс очистки шахтных вод осуществляется
самотеком в целях сокращения расхода электроэнергии; шлам
удаляется путем гидротранспортирования.
Экономическая эффективность * очистки шахтных вод для
технических и коммунальных нужд рудников и шахт
Э = ео(£н<7с + Сс) + Ун.х, (-2.2)
где So — объем очищаемых шахтных вод, м3/год; Еи—нор-
мативный коэффициент эффективности, равный 0,12; ^ — удель-
ные капиталовложения на строительство очистных сооружений
при существующей схеме очистки шахтных вод (^с = 0,21,
руб/м3)- Сс—себестоимость очистки 1 м3 воды при данной
схеме (Сс = 0,033 руб/м3); Ун.х—ущерб народному хозяйству
в результате сброса шахтных вод (Ун.х = 0,09 руб/м3).
Глубокая очистка шахтных вод снижает ущерб, наносимый
народному хозяйству от их сброса с 0,09 до 0,02 руб/м3.
Приведенные затраты на очистку по рассматриваемой схеме
3Пр = ^н^пр ‘ So + Спр ' So-^nSnT + yH.X(So-SnT), (2.3)
гДе ?пР—удельные капиталовложения на строительство очист-
ных сооружений при глубокой очистке шахтных вод с помощью
фильтр-прессов (#пр = 0,11 руб/м3); Спр— себестоимость 1 м3 при
глубокой очистке шахтных вод с помощью фильтр-прессов,
равная 0,04 руб/м3; Цп—себестоимость полезного использова-
ния 1 м3 шахтной воды, равная 0,05—0,09 руб/м3; gnT — полез-
но использованный объем шахтных вод, м3.
Применение современных схем по очистке шахтных вод
снижает приведенные затраты в 1,5 раза по отношению к схеме
глубокой очистки без учета, что воды будут использованы на
производственно-технические нужды рудников и шахт.
Себестоимость очистки 1 м3 при различных технологических
схемах составляет 0,03—0,15 руб.
Удельные капиталовложения на строительство очистных
сооружений при глубокой очистке шахтных вод изменяются
от 0,11 до 0,25 руб/м3.
Очистка шахтных вод и расчеты производительности тех-
нологических схем рассмотрены в литературе [6; 24].
В зарубежной и отечественной горной промышленности
разрабатываются и осуществляются схемы глубокой очистки
шахтных вод по безотходной и энергосберегающей технологии.
В подземных условиях оборудуются отстойные, коагуляционные
и фильтровальные установки и по разработанным технологическим
* Все экономические расчеты в книге даны в качестве примеров в ценах
1990 г.
27
4
схемам предусматривается откачка на поверхность очищенных
шахтных вод, качество которых удовлетворяет требованиям норм,
предъявляемым к хозяйственно-питьевой воде (ГОСТ 2894—84).
Запах и привкус воды при температуре 20 °C оценивается двумя
баллами (ГОСТ 3351—74).
Полученный от очистки шахтных вод шлам путем гидрот-
ранспортирования доставляется в очистное пространство и за-
тем используется для закладки выработанного пространства.
Схема глубокой очистки шахтных вод в подземных условиях
имеет следующие неоспоримые преимущества перед схемами
обычной очистки:
снижение гидроабразивного износа шахтных насосов и уве-
личение наработки на отказ до 25-103 ч;
многократное сокращение расходов на текущий и капиталь-
ные ремонты, уменьшение потребности в запасных частях;
сокращение на 8—10% расхода электроэнергии на откачку
шахтных вод, особенно с глубоких горизонтов;
использование выдаваемой на поверхность чистой питьевой
воды на коммунально-хозяйственные нужды и сокращение
благодаря этому производительности коммунальных поверх-
ностных насосных станций (Миргалимсайский рудник в Южном
Казахстане);
улучшение экологической обстановки в регионе рудника
или шахты в связи с отсутствием загрязнения рек и водоемов.
3. ОСНОВЫ ТЕОРИИ И ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ
РАСЧЕТЫ ШАХТНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Теория центробежных насосов базируется на основных
положениях гидродинамики идеальной и вязкой несжимаемой
жидкости, уравнениях Бернулли, которые применимы к абсолют-
ному установившемуся движению жидкости в каналах насоса.
Наибольшую трудность представляет изучение движения
жидкости во вращающихся криволинейных каналах рабочего
колеса с учетом инерционных сил и переносного движения.
Положение об этом движении в теории лопастных насосов
в завершенном виде не содержится.
Режим движения жидкости характеризуется числом Рей-
нольдса, учитывающим отношение сил инерции к силам
вязкости в движущейся жидкости. Использование этого показа-
теля позволяет применять экспериментальные данные к ис-
следованию движения потоков.
Условия работы обтекаемых профилей решетки в лопастных
насосах рассматриваются при изучении кинематики потока
28
жидкости в рабочем колесе насоса. Анализ основного уравнения
движения потока жидкости сопровождается определёнными
допущениями, введением поправок и различных коэффициентов.
3.1. КИНЕМАТИКА ПОТОКА В РАБОЧЕМ КОЛЕСЕ
ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Движение частиц жидкости в межлопастных каналах ра-
бочего колеса отличается большой сложностью вследствие
I ^установившегося движения и действия многих сил в шахтных
условиях.
Влияние этих факторов и многокомпонентности шахтных вод
(жидкость, механические примеси, растворенные в воде воздух
и газы) на кинематические и динамические процессы, проис-
ходящие в рабочем колесе шахтного насоса, учесть трудно,
поэтому вводятся коэффициенты расхода, объемный и другие,
полученные расчетным и экспериментальными путями.
Поток жидкости в любой точке рабочего колеса характе-
ризуется величиной и направлением относительной, абсолютной
и переносной скоростей. Графо-аналитический метод позволяет
исследовать кинематическую зависимость;—при бесконечном
числе лопаток. Большое значение имеет меридианная скорость,
которая вычисляется из условия неразрывности движения
жидкости в сложных каналах рабочего колеса насоса и опре-
деляет его теоретическую подачу. Подача и напор в насосах
зависят от скорости движения жидкости в рабочем колесе,
при расчете которой принимают следующие допущения:
частицы жидкости перемещаются послойно в плоскости,
перпендикулярной оси;
каналы рабочего колеса заполнены активным потоком (под
скоростью понимается ее усредненное значение по ширине
канала, на данном радиусе).
На рис. 3.1 графически показано соотношение скоростей
на входе и выходе из рабочего колеса, а Ниже даны их
аналитические зависимости:
Рис. 3.1. Параллелограмм ско-
ростей движения жидкости в ра-
бочем колесе центробежного
насоса
29
Абсолютная скорость с2 — с2и(1+р)—скорость относительно
неподвижного наблюдателя; определяется как геометрическая
сумма переносной и относительной скоростей. Значение ко-
эффициента р может быть рассчитано по формуле (3.8).
Переносная (окружная) скорость и2=^^-—скорость жид-
60
кости на участке межлопастного канала.
Относительная скорость
w=-^-
sin р2
—скорость жидкости межлопастного канала, зависящая от
подачи. При сравнительно большом числе лопастей она
направлена по касательной к поверхности лопастей под
углом р2-
С использованием меридианной составляющей скорости на
выходе можно определить теоретическую подачу лопастной
машины [см. формулу (3.5)].
3.2. ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Уравнение лопастных насосов, выведенное Л. Эйлером
в 1751 г., представляет собой зависимость между энергией,
сообщаемой потоку, и его скоростями. При выводе уравнения
используется закон моментов движения с учетом среднего
значения скорости по сечению потока и того, что производная
по времени от момента количества выделенной массы от-
носительно некоторой оси равна сумме моментов внешних
сил относительно той же оси.
Соотношение между моментами внешних сил при расходе
секундной массы жидкости в период ее входа и выхода из
рабочего колеса
Af2-Af1 = p2(c2u/?2-clu/?1). (3.1)
Умножив обе части уравнения (3.1) на угловую скорость
и приняв R2& = u2 и /?!«) = Их, получим мощность, затраченную
на передачу энергии жидкости для идеального колеса:
Мтсо = етЯР£. Здесь и R2— внутренний и наружный радиусы
рабочего колеса насоса. Подставив значение мощности в урав-
нение (3.1)
|2т-^тР<?" Р0т(^2^2и (3-2)
и затем произведя преобразования, получим:
^Tco=(M2^2u-WlClu)/g- (3.3)
30
Кроме того, приняты следующие положения:
1) жидкость несжимаема, ее поток разделен на элементарные
струйки, траектория которых повторяет контур лопатки, при
этом гидравлические потери отсутствуют;
2) число лопаток бесконечно;
3) движение жидкости в рабочем колесе носит трехмерный
характер и скорость изменяется по сечению потока в зави-
симости от его объема и направления вращения.
При расчете движения жидкости в насосе принимается
с1и = 0, особенно для насосов с радиальным входом, в целях
повышения напора и увеличения допустимой высоты всасыва-
ния. Тогда уравнение (3.3) получает более простую форму:
Ят=^. (3.4)
Теоретическая подача насоса определяется как количество
перемещаемой жидкости в единицу времени через сечение на
выходе из рабочего колеса и без учета ее утечек:
QT=KenD2b2cm2,
(3.5)
где Ка=—^—=0,84-0,85 — коэффициент стеснения; t2 — шаг ло-
пасти при радиусе R2, S2-—толщина лопасти на выходе
в цилиндрическом сечении; Ь2 — ширина лопасти на выходе.
Используя выражение скорости c2u = u2 — cm2ctgf}2 и считая,
что скорость закручивания на выходе из колеса отсутствует,
получаем теоретический напор лопастной машины при бес-
конечном числе лопаток:
Для конечного числа лопастей с учетом коэффициента
циркуляции (Кц = 0,7 4- 0,9) и с учетом конструктивных особен-
ностей рабочего колеса уравнение (3.6) имеет вид:
(3-7)
Разница между напорами Н.1Х = КпНг объясняется несоответ-
ствием основных положений струйной теории процессам,
происходящим в лопастной гидромашине и разностью распре-
деления скоростей, жидкости. Зависимость между значениями
абсолютных скоростей с2и и с2их на выходе из рабочего
колеса графически показана, на рис. 3.2. В насосостроении
используется более точная зависимость между напорами:
Ятоо=(1+р)Ят,
(3-8)
Ф' 1
Рис. 3.2. Треугольник скоростей на выхо-
де из рабочего колеса при бесконечном 1
(-----) и конечном (-;) числе лопастей :
— коэффициент, учитывающий особенности рабочего колеса
и число лопастей; ф'—эмпирический коэффициент. Для шахт-
ных центробежных насосов при 02<5О° коэффициент
ф' = 0,6(1 +sinр2)- Связь между Нтх и Нт была обоснована
К. Пфлейдерером * при следующих допущениях:
нагрузка на единицу длины лопасти постоянна;
давление и скорость вблизи выхода из рабочего колеса
изменяются . неравномерно по шагу лопасти;
скорость жидкости на тыльной стороне рабочего колеса
насоса постоянна, а на рабочей—постепенно возрастает от
первоначального значения до и2.
Влиянию числа лопаток на режим работы лопастных
насосов посвящено большое количество работ, однако в теории
насОсостроения этот вопрос не получил окончательного реше-
ния [13]. Значение КПД насоса зависит от соотношения
статического и скоростного (динамического) напоров, создава-
емых рабочим колесом.
Основная часть скоростного напора рабочего колеса в от-
воде превращается в статический напор, поэтому КПД насоса
тем выше, чем больше в напоре доля статического напора
[17]. Для лопастных машин при бесконечном числе лопаток
статический напор
тт тт _И2Си2со <\2оо rt О\
СТ 00_______________________________________________-“дин ~
Б ^Б
При эксплуатации шахтных насосов статический напор со-
ставляет 90% полного напора, в связи с этим в целях
получения наибольших значений КПД рабочее колесо кон-
струируется с соответствующим соотношением статйческого
и скоростного (динамического) напоров.
Пример. Определить теоретическую подачу и напор центробежного насоса
при следующих значениях: £>2=0,4м; 62 = 0,03 м; Ст2 = 3 м/с; 7Сс=О,8;
п= 1450 мин-1.
* К. Пфлейдерер. Лопастные машины для жидкостей и газов. М., Машгиз,
1960.
32
//.
Решение. Теоретическая подача QT = КапО2Ь2ст2 = 0,8 3,14 0,03 • 3 =
-0,09 м3/с. Теоретический напор при бесконечном числе лопаток и отсутствии
циркуляции на входе в колесо при сц1=0:
30,4-6,1
= 19 м;
g 9,81
nD2n 3,14-0,4-1450
и2 =----=--------------= 30,4 м/с;
60 , 60
<„2=о = 42^2 = 0,2-30,4=6,1 м/с.
Здесь с„2—относительная скорость закручивания.
60
3.3. КРИТЕРИЙ ПОДОБИЯ, КОЭФФИЦИЕНТ БЫСТРОХОДНОСТИ
При изменении частоты вращения вала насоса изменя-
ются его подача, напор, мощность и кавитационный запас,
что происходит согласно законам подобия, обоснованным
в работе акад. А. П. Германа «О совместимости эффектив-
ных характеристик центробежных нагнетателей».* Если ре-
жим центробежного насоса определяется параметрами Q,
Н и п, а новый режим в эксплуатации подобного насоса
параметрами Qi, Hi и т, то согласно кинематическому
подобию можно получить соответствующие зависимости
(табл. 3.1). В приведенных зависимостях: Q, Н, А и ДЛ—
подача, напор, мощность и кавитационный запас насоса
при частоте вращения n; Qi, Hi, Ni,. &hi — то же, при
заданной частоте вращения.
С увеличением частоты вращения скорость движения жид-
кости в рабочих органах насоса возрастает, подача изменяется
пропорционально первой степени, напор—пропорционально
второй степени, мощность — пропорционально третьей степени.
Поскольку число Рейнольдса зависит от вязкости жидкости:
Rc = prf/v, (3.10)
где v — скорость потока, м/с; d—основной (характерный)
размер канала, м; v—коэффициент кинематической вязкости,
м2/с, то по его значению можно считать, что поток жидкости
во всех своих частях остается подобным, если сохраняется
одно и то же значение Re. Если жидкость имеет постоянную
кинематическую вязкость, то все равенства вполне применимы
к однотипным насосам. Пересчет величин Q, Н и N по
законам подобия дает правильные результаты, если учитыва-
ются характеристики трубопроводной системы подключений
к насосу. Следует учитывать, что КПД насоса, работающего
в одинаковых (турбулентном или ламинарном) режимах, прак-
тически одинаков.
* Герман А. П. Турбомашины. Л., Кубуч, 1925.
5-5042
33
Таблица 3.1
Изменение параметров центробежных насосов в зависимости от нзмененвя
частоты вращения (законы подобия)
Изменяющаяся величина Примечание
d2 n P
1 2 3 4
II (О N> bl b к>ы| tO II to N> 3 I a w I >- N O) II . O) Справедливо при Rei = Re2
н, II Я; к» bib N>N> 1 «2 Hl=H2 uxDx u2D2 Vi v2
Ра сч-ч Inn |,пгч q |q Q IQ A *4 и H л=л-4 «2 ^=^2-4 «2 «Ж «Ж _i> N и il £ Для центробежных насосов, подающих несжимаемую жид- кость Ра = Рь
И1 AAj = ДА2 — «2 ДАХ; ДА2 — кавита- ционным‘.запас насоса Ра‘, Рь—давления, со- здаваемые насосами
\И. И. Куколевский предложил классификацию рабочих колес
лопастных насосов по коэффициентам быстроходности ns при
постоянных значениях частоты вращения и подачи, так как
большим значениям ns (рис. 3.3, а) соответствуют меньшие
значения напоров Н (рис. 3.3, б).
Так как определенный напор связан с примерно определен-
ным значением окружной скорости v2 на наружном диа-
метре рабочего колеса D2, то обратная пропорциональ-
ность указывает на то, что чем больше частота вращения,
тем меньше должен быть диаметр D2. Вместе с тем диа-
метр отверстия входа потока в рабочее колесо зависит глав-
ным образом от подачи шахтного насоса и незначительно
уменьшается с возрастанием частоты вращения. Таким об-
разом, рост значений п и ns обусловливает уменьшение
отношения D2IDq.
Под коэффициентом быстроходности понимается
число оборотов единичного (модельного) насоса при напоре
1 м, потребляемой мощности 736 Вт и наибольших значениях
КПД и подачи. Коэффициент быстроходности ns, характеризу-
ющий КПД, конфигурацию проточной части, соотношение
34
Рис. 3.3. Влияние коэффициента быстроходности ns на форму проточной части
рабочего колеса (а) и характеристику (б) насоса. Приведенным вариантам
проточной части рабочего колеса соответствуют значения:
I— «,:=40=80; Д2/Т>0=2,5; 77—ns=80-150, Д2/До=2,О; III— ns = 150-300;
Д2/Д0 = 1,8-г 1,4; IV—«, = 300-600, Д2/До = 1,2=-1,1; V—«, = 600-1200, 7>2/7>о = 0,84-0,6
геометрических размеров и форму характеристики насосов,
вычисляют по формуле
п, = 3,65н ,
5 н314
(3.11)
откуда видно, что с увеличением подачи при данной частоте
вращения и уменьшением напора коэффициент быстроходности
увеличивается. Быстроходность — интегральный показатель ка-
чества конструкции шахтных насосов, ее значение изменяется
пропорционально частоте вращения и обусловливает массу
насоса и приводного двигателя. Выбор оптимального значения
быстроходности—важный момент при разработке новых кон-
струкций шахтных насосов. Уменьшение габаритов и массы
шахтных насосов представляет особый интерес для горнорудной
промышленности, так как позволяет сократить объем горных
работ при проходке насосных камер и массу фундаментов
для их установки (табл. 3.2).
Коэффициент быстроходности оказывает влияние на форму
характеристики насоса: с увеличением ns характеристика Q — H
становится более крутопадающей, a Q — т|—имеет небольшой
диапазон высоких значений КПД. При низких значениях
/?5 мощность минимальна при нулевой подаче и постепенно
возрастает с ее увеличением. В зависимости от значений
35
5*
Таблица 3.2
Технические данные насосов по В. А. Марцинковскому прн различной частоте
вращения
Наименование параметра насоса Значение параметра насоса Наименова- ние парамет- ра насоса Значение параметра насоса
серийного быстро- ходного серийного быстро- ходного
Напор, .м 1700 1700 Диаметр 380,5 213,4
Подача, м3/ч Частота вра- 300 ’ 3000 300 9000 вала, мм Длина ва- 2219 1308
щения, мин 1 Число ступеней 9 4 ла, мм Диаметр 0,55 0,32
Напор на сту- пень, м 100 380 колеса, м Масса ро- тора, кг Масса на- соса, кг 4082 9468 1361 3515
ns насос может иметь пологую или крутопадающую харак-
теристику в виде плавно изменяющихся кривых. Из формулы
(3.11) видно, что при низких значениях ns создается значитель-
ный напор, небольшой расход, снижается частота вращения
и возникает необходимость увеличения отношения D2/Dl. Для
создания высокого напора требуются большие окружные
скорости рабочего колеса, поэтому уменьшение частоты враще-
ния компенсируется большим диаметром рабочего колеса.
Однако при увеличении диаметра рабочего колеса насоса
растут потери на дисковое трение и увеличиваются габариты.
При конструировании и пересчете параметров шахтных
насосов используют соотношение абсолютных скоростей со1(/а>2
в зависимости от ns, которое позволяет более обоснованно
выбирать значение р2 по уравнению
smP^-g-^sinPp (3.12)
Значение ns способствует увеличению КПД в некоторых
пределах (рис. 3.4, а), что объясняется меньшей межлопастной
длиной быстроходных рабочих колес, при одновременном
снижении гидравлических потерь в насосе. Согласно рис. 3.4, б,
область максимального значения КПД в его зависимости от
коэффициента быстроходности лежит в пределах ns =120-?- 250.
Максимальный гидравлический и полный КПД шахтных на-
сосов можно рассчитывать при различных значениях ns и их
подачах (рис. 3.4, в). Шахтные насосы с относительно низким
значением ns применяют в условиях большой геометрической
высоты при откачк-е шахтных вод с глубоких горизонтов
и относительно малыми подачами. Применение шахтных
насосов с более высоким ns ограничивается высотой всасывания,
36
Рис. 3.4. Зависимости соотношения абсолютных скоростей рабочего колеса
а>1/а>2 (о), КПД (б) и подачи (в) лопастного насоса от коэффициента
быстроходности ns
которая резко снижается при увеличении частоты вращения.
В горной промышленности получили распространение насосы
ЦНС с подачами 38—800 м3/ч, напорами на колесо 25—130 м,
частоте вращения 1475 мин-1, коэффициенте быстроходности
60—70 и частоте вращения п = 2950 мин~1 и ns = 90-^100.
Коэффициент быстроходности прямо характеризует качество
насоса, при прочих равных условиях качество насоса тем
выше, чем больше значение коэффициента быстроходности.
С его уменьшением растут потери (на трение диска, щелевые);
гидравлические потери минимальны при ns — 90-^250 и возраста-
ют при крайних значениях пределов коэффициента быстро-
ходности. При этом механические потери в подшипниках
и сальниках изменяются сравнительно мало.
Зависимость быстроходности от основных геометрических
размеров рабочего колеса и гидравлического КПД насоса
установлена в работе Б. В. Овсянникова [28]:
£>2 у
\ Di) Ь2
tgPiT,4~
tg ₽2_
(3.13)
Программа «Фортран IV» позволяет исследовать зависи-
мость между быстроходностью, гидравлическим КПД и ос-
новными конструктивными особенностями шахтных насосов,
а также выбирать оптимальные конструктивные соотношения:
37
D1 Pl ТЛ
—; — и др. Исследования проводили на базе шахтных насосов
D1 Р2
главного водоотлива ЦНС 300-1300 и ЦНС 850-960 как
наиболее перспективных водоотливных установках на глубоких
горизонтах шахт.
В практике отечественного насосостроения значение ns ши-
роко используется для оценки качества шахтных насосов:
получения максимального значения КПД, определения рацио-
нальной формы проточной части рабочего колеса и оптималь-
ных конструктивных соотношений узлов и деталей.
Пример. Определить коэффициент быстроходности для шахтного насоса
ЦНСГ при подаче 850 м3/ч, при частоте вращения 1500 мин-1 и напоре на
ступень 120 м.
Решение. Используя формулу (3.11), вычисляем коэффициент быстро-
ходности
JQ .70,236
«s = 3,65« ^=3,65 -1500 ^-75=71.
3.4. ОБРЕЗКА РАБОЧИХ КОЛЕС ШАХТНЫХ НАСОСОВ
Уменьшение диаметра рабочих колес (обрезка) широко
применяется при эксплуатации шахтных насосов в целях изменения
частоты вращения двигателя и напора, снижения напора на
ступень при переходе на другие горизонты. Уравнения подобия
справедливы для турбомашин в той степени, в какой изменяются
объемные гидравлические и механические КПД при сравнении
насосов одной и той же серии. При обрезке рабочего колеса
значение КПД снижается и смещается по характеристике в сторону
меньшей подачи из-за притупления концов лопаток и нарушения;
потока в спиральном отводе вследствие удлинения пути движения'
частицы жидкости по отводу до напорного патрубка. Механичес-;
кие потери при этом остаются прежними, а полезная мощность;
уменьшается пропорционально пятой степени диаметров колес.;
Для поддержания высоких эксплуатационных показателей
необходимо сохранение значения угла выхода 02 рабочего;
колеса. Колесо в первоначальном виде и «подрезанное» колесо;
нельзя считать строго геометрически подобными, так как]
безразмерные характеристики могут отличаться от теоретиче-i
ских. При уменьшении диаметра рабочего колеса насоса на;
выходе получается новый треугольник скоростей с уменьшен-
ным вектором окружной скорости и'2<и2 и при сохранении
направлений абсолютной и относительной скоростей. Снижа-
ется значение окружной скорости, гидравлического КПД и од-
новременно возрастают потери напора.
Теория подобия рудничных турбомашин базируется на'
геометрическом подобии проточных полостей насоса, кинема-;
38 *
тическом подобии на границе потока с учетом влияния
объемного, гидравлического и общего КПД. Поэтому при
пересчете уменьшенного диаметра рабочего колеса целесооб-
разно уточнять уравнение с учетом значения КПД. Это
позволяет более точно определить подачу, напор и мощность
насосного агрегата. При изменении диаметра рабочего колеса
в условиях откачки чистых шахтных вод применимы следующие
уравнения:
21 _ Я? . Hoi.
II 1 .
2z 791 «2 Пог’
я1_ 7Э( «1 . Пг1.
... .. . 1
Я2 Dl «2 Пгг’
Я1_ Dl «1 . Pi т
—— — a— 1. 1 —
n2 DS2 «2 Рг Г
где Поп П02 —
КПД; Hl, Пг —
(3-14)
(3.15)
(3.16)
-объемный КПД; г|г1, г|г2—гидравлический
общий КПД.
При откачке шахтных вод с высоким содержанием меха-
нических примесей (1700—2500 мг/л) диаметр подрезанного
рабочего колеса проверяют по эмпирическим формулам, вы-
веденным на основании результатов экспериментальных ис-
следований. Для насосов НЦВМ (£>= 100 мэ/.ч; Я=30 м
и п = 2500 мин-1) при подрезке рабочих колес с изменением
диаметра от 160 до 140 мм и откачке загрязненных шахтных
вод получены зависимости [15, 20]:
ни_(р2поЛт\ а,_/д2п<,ДРр
я, \ D. ) ’ Q, I а ) '
(3.17)
где Hr, Qi — напор и подача насоса с необточенным рабочим
колесом. Показатели степени (wH —2,4ч-2,7; та= 1,57 ч-1,63)
имеют значения в зависимости от числа лопаток и содержания
механических примесей в шахтных водах. Экспериментальные
исследования по подрезке рабочих колес шахтных насосов
показали, что уменьшение диаметра рабочего колеса насоса
ЦНС 850-780 на 5—15% снизило его подачу с 730 до
530 м3/ч,. напор с 750 до 560 м и КПД—с 72,1 до 63,5%
(рис. 3.5).
Рис. 3.5. Характеристика насоса ЦНС
850-840 при обрезанном рабочем коле-
се насоса диаметром 615 мм (7),
600 мм (2), 592 мм (5); 587 мм (4)
и характеристика трубопровода (5):
Л — рабочий режим; Вп В2, В2— режимы
при изменении диаметра
Таблица 3.3
Изменение параметров шахтных насосов в результате обрезки рабочего колеса
по наружному диаметру D'2
Параметры насоса
Тип насоса номинальные экспериментальные
а Н, м п„ °2’ ц, % D'2’ Q, м3/ч н\ м ц, %
м3/ч мин 1 мм мм
4К 120 80 2960 60 272 258 102 72 62,5
65,2 245 86,5 62 59,1
120 231 52,8 58,5 55,5
4НДВ ПО 21 1450 60 280 266 93 18,8 61,5
64,2 252 81,5 17 59,3
238 70,5 15,3 55,6
ЦНС 850-780 850 780 1450 70 600 570 730 700 72,5
75,0 540 620 630 68,6
510 530 560 65,3
Аналогичное снижение параметров наблюдалось при ис-
пытании насосов 4НДВ и 4К (табл. 3.3).
КПД насоса с подрезанным рабочим колесом определяется
по уравнению
Лподр= 1 -0,25 (Р2/Р2подр)0’75. (3.18)
Механический КПД уменьшается вследствие снижения полезной
мощности, одна из причин которого—дисковые потери и по-
тери в уплотнениях рабочего колеса. Снижение же КПД
насоса при подрезанных рабочих колесах обусловливается
притуплением входных кромок колеса, увеличением пути,
проходимого частицей жидкости, и возрастанием потерь на
входе жидкости в колесо из-за увеличения углов входа.
3.5. РАБОЧИЕ КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Лопасти центробежных колес подразделяются:
по форме—на цилиндрические и двойной кривизны;
по величине угла выхода лопасти (рис. 3.6) — на загнутые
назад (02<9О°), с рациональным выходом (02 = 9О°) и загнутые
вперед- (02 >90°).
Цилиндрические лопасти имеют кривизну в плоскости,
перпендикулярной оси вращения. Сечение цилиндрической ло-
пасти плоскостью, проходящей через ось колеса — прямая
линия. Лопасти двойной кривизны имеют кривизну в ради-
альном и осевом направлениях. В шахтных насосах применяют
лопасти, загнутые назад, позволяющие получать наилучшие
40
Рис. 3.6. Формы лопастей рабочего колеса центробежных насосов:
а—загнутые назад; б—с радиальным выходом; в—загнутые вперед .
значения гидравлического КПД. Значение 02 выбирают в за-
висимости от желаемой крутизны характеристики Q — H при
оптимальном значении КПД. Среднее значение 02 от 22 до
28°, нижний предел—17° 30', что допустимо для экономичной
конструкции насоса. Средние углы выхода . на лопастях
р2 изменяются от 19 до 24°, а число лопастей—от 6 до 10.
Теоретический напор в зависимости от угла 02 определяют
по формулам:
р2 <90оЯТ0О <—;
g .
Р2 = 90°//ТОО=—;
s
Р2>90°ЯТОО>—. .
g
Анализ экспериментальных данных показывает, что в одина-
ковых условиях КПД шахтного насоса находится в обратной
зависимости от значения угла р2, статический напор составляет
90% от полного, а относительная скорость' закручивания
составляет 0,20—0,25 м/с. Большое влияние на параметры
и режимы шахтных насосов оказывают составляющие скоро-
стей треугольника и углов р2. При непрерывном его уменьше-
нии скоростной напор снижается до нулевого значения [14, 16];
p2 = arctgfl-4)- (3-19)
\ С2т /
Существенное значение имеет зависимость мощности насоса
от конструктивных особенностей и подачи шахтных насосов.
По разработанному на ЭВМ алгоритму исследуется влияние
этих показателей на теоретическую мощность и определяется
ее оптимальное значение:
^•=рлгцети2Г«2--Д^-еД (з.2о)
у KcTtDibz J
6-5042
41
3.6. КАВИТАЦИЯ И ДОПУСТИМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ
Кавитацией* в шахтных насосах называют сложный ком-;
плекс явлений, связанный с образованием и дальнейшим
развитием газовых полостей в проточной части насоса из-за
нарушения сплошности потока рабочей жидкости в проточной;
части насоса, т. е. разрыва реальной жидкости при определен-'
ных растягивающих напряжениях, соответствующих падению ‘
давления в насосе до давления парообразования. Явление >
кавитации объясняется наличием в жидкости газовых пузырьков ;
(ядра кавитации), которые не могут длительное время вставать-:
ся в равновесном состоянии. При обтекании входных кро->
мок лопастей рабочего колеса насоса давление во внеш-
ней среде уменьшается до давления парообразования/
и пузырьки кавитационной каверны быстро расширяются. При'
дальнейшем течении этого процесса каверны попадают в зону’
повышенных давлений, где происходит их замыкание со;
скоростью звука в воде и затем гидравлический удар. При(
этом давление в самой каверне и вблизи нее достигает,
103 МПа. Вслед за сжатием каверны происходит ее расширение/
сопровождающееся резким падением в ней. давления, Далее
процесс повторяется, постепенно затухая. Начальная стадия^
кавитации, которую называют местной, сопровождается эрози-1
ей, . которая, однако, не приводит к резким изменениям,
параметров насоса. При кавитационном срыве работы насоса!
наступает развитая стадия кавитации.
Кавитационные свойства шахтных насосов характеризуют-^
ся определенными параметрами и соответствующими уело-;
виями работы: всасывающей способностью и геометрической
высотой всасывания, отклонение от которых приводит к появ-
лению развитой кавитации в проточной части насоса [14,
15].
- Кавитационному разрушению подвержены практичеси все]
металлы и материалы, из которых изготовляются детали]
насосов, обтекаемые потоком шахтных вод. Главной причиной
интенсивности кавитационного и эрозионного разрушения сле-|
дует считать механические усталостные разрушения материала
от воздействия одностороннего цикла сжатия (табл. 3.4). |
Быстрее всего в кавитационных режимах разрушается чугун!
из-за наличия в структуре мягких графитовых включений!
Коррозионные стали более устойчивы благодаря равномерной
1
* Вопросы теории кавитации в шахтных насосах разработаны крайне мало!
не изучено первичное зарождение кавитации в условиях высокого содержания;
растворенных газов и механических примесей в шахтных водах при откачке ий
в условиях высокогорных рудников и при высокой температуре. |
42 J
Таблица 3.4
Кавитационно-эрозионная стойкость материалов, применяемых в шахтном на-
сосостроении
'Материал Потеря массы образца (мг) в течение 2 ч Относитель- ная коррози- онная стой- кость
Коррозионно-стойкая сталь 6,0—20 37,4—11,2
Резина, нанесенная распылением на стальную поверх- 33 • 6,8
ность
Марганцевая бронза 80 2,8
Толстолистовая сталь 98,0 2,3
Литая сталь 105 1,9
Алюминий латунь 166 1,4
Чугун 224 1,0
структуре. Высокую антикавитационную стойкость в шахтных
условиях имеет алюминиевая бронза.
Срыв вакуума и. образование кавитационных режимов
наблюдается в насосах, работающих с положительной высотой
всасывания: Объясняется это повышенными гидравлическими
сопротивлениями всасывающего трубопровода и наличием
большого количества растворенных в шахтной воде газов.
Увеличение содержания газов в шахтной воде на 1% уменьшает
подачу насоса на 8—10%. Подпор воды со стороны водосборни-
ка или динамический подпор со стороны бустер-насоса компен-
сирует падение давления во всасывающей системе, способствуя
устойчивой работе насосов и повышению их подачи. Кавитаци-
онные характеристики насосов во время испытаний на заводах
снимаются на специальных кавитационных стендах. Постепенно
углубляя вакуум в кавитационном резервуаре, изменяют разре-
жение. При этом снижается характеристика насоса.
На рис. 3.7 приведены кавитационные характеристики насоса
ЦНС 850-360, на которых показаны две критические высоты
всасывания — а и б. Первая из них соответствует началу
кавитационных явлений, вторая—развитой кавитации. Крити-
ческая высота всасывания Нвс к„ составляет 3.0—3,5 м. В на-
сосах с быстроходностью Hs=f004-150 мин-1 кривые харак-
теристик Н— Q и т| — Q имеют вид очень резко падающих,
когда подача достигает значения, при котором избыточный
напор всасывания становится минимальным и начинается
парообразование. При «s<100 мин'1 характеристики H—Q
и т) — Q плавные, падающие постепенно.
При разрушении кавитационных пузырьков с характерным
потрескиванием в зоне входа жидкости в рабочее колесо,
снижении потребляемой мощности и сбросе нагрузки возникает
шумовой эффект и усиливается вибрация насосного агрегата.
43
Рис. 3.7. Кавитационные характеристики насоса ЦНС 850-360 при высоте
всасывания 0 м (Я, Q, N, п) и 7,5 м {Н', Q', N', ц')
Допустимая высота всасывания. Геометрической
высотой всасывания Нзс называется разность отметок оси
насоса и свободного уровня в водосборнике
НВс. ДОП
(3.21)
Если насос расположен ниже уровня, как например при
заглубленных водоотливных установках, то высота всасыва-
ния— отрицательная, называемая подпором. Приток жидкости
от поверхности свободного уровня до входа в колесо насоса
происходит за счет разности давлений.
Большая часть шахтных насосов расположена выше уровня
воды в водосборниках, давление воды на лопасти рабочего
колеса первой ступени при входе в насос значительно меньше
атмосферного, поэтому насосы работают с подсосом воды.
Для бескавитационной работы насоса необходимо, чтобы
минимальное давление на входе в рабочее колесо Рл было
больше давления насыщенного пара перекачиваемой шахтной
воды,, т. е. Ра>Ря.п. Кроме того, удельная энергия потока
при входе в рабочее колесо насоса должна быть достаточной
для создания необходимой скорости и ускорения, преодоления
.44
Та б л ица 3.5
Характеристика перекачиваемой воды; значения среднего атмосферного давления
на различных отметках над уровнем моря
Параметры воды Атмосферное давление в зави- симости от высоты местности над уровнем моря
°C р, кг/м3 Л,.„, МПа v-10 4, м2/с
Уровень моря Среднее давле- ние, МПа
1 100 0,00066 1,7890 0 0,101
10 1000 0,00123 1,3060 500 0,095
20 998,2 0,00233 1,0060 1000 0,0916
30 995,7 0,00495 0,8048 1500 0,084
40 992,2 0,00737 0,6583 2000 0,079
50 988,1 0,01233 0,5561 2500 0,074
60 983,2 0,01990 0,4.779 3000 0,071
70 977,8 0,03115 0,4154 5000 0,056
гидравлических сопротивлений без падения местного давления
до того уровня, когда начинается кавитация;
С увеличением геометрической высоты всасывания и ги-
дравлических потерь во всасывающем трубопроводе всасы-
вающая способность насоса уменьшается.
При эксплуатации шахтных насосов в условиях высокогор-
ных рудников следует учитывать также, что с повышением
отметки над уровнем моря атмосферное давление значительно
снижается (табл. 3.5). В случае увеличения геометрической
высоты всасывания и снижения атмосферного давления до
минимального происходит вскипание жидкости и развитие
кавитационных процессов.
Для общего случая с учетом отметки (уровня) установки
насоса, температуры жидкости, высоты всасывания и динамиче-
ского падения допустимая высота всасывания определяется
по формуле [15]: „ '
Я0с.доп=-±Явс---/г/~^-АЛвстах, (3.22)
. Pg Pg 2g
где PJpg — абсолютный напор во входном патрубке, м;
Нв' — геодезическая высота всасывания или высота подпора
(отрицательная высота всасывания), м; Pnjpg—напор насыщен-
ного пара перекачиваемой жидкости при данной температуре,
м; hs = RQ2 — потери напора во всасывающем трубопроводе,
м; X—коэффициент сопротивления движению в трубопроводе;
Ci—абсолютная скорость жидкости при входе на лопасти,
м/с; А/7вс.тах —динамическое падение давления . при входе
жидкости в рабочее колесо, м.
Допустимую высоту всасывания для шахтных насосов
можно рассчитать по номограмме (рис. 3.8), а предельную
геометрическую высоту всасывания для насосов различной
45
быстроходности при температуре шахтной воды ?= 5 4-10 °C
по формуле
^вс. доп -^а/Рч?
где ст—коэффициент кавитации.
Ниже приведена зависимость коэффициента кавитации от !
коэффициента быстроходности: '<
Коэффициент быстроходности ns .......... 80 100 200 300 j
Коэффициент кавитации а ................. 0,04 0,08 0,1 0,17 '
При расчете 2/вс.доп важное значение имеет коэффициент
кавитационного запаса насоса:
A^cmax = X ^+hf. (3.24)
Кавитационный запас—удельная энергия жидкости при входе
в насос, необходимая для предотвращения кавитации—зависит
от конструкции насоса, режима работы, потерь во всасыва-
ющем трубопроводе и частоты вращения; показывает, какая
часть манометрического напора на одну ступень составляет
падение давления с задней стороны лопатки. В практике
насосостроения для обобщения результатов кавитационных
испытаний и определения потерь напора при входе в рабочее
колесо первой ступени используется уравнение С. С. Руднева
Л,
А/гвс тах=10
(3.23) J
(3.25;
46
где Q—подача, м3/с; С=800-? 1000 кавитационный коэффици-
ент быстроходности.
Уравнение (3.25) позволяет произвести выбор частоты
вращения в функции Q и получить допустимую высоту
всасывания. Чем больше частота вращения насоса, тем меньше
допустимая высота всасывания, поэтому для заданной подачи
Q и допустимой высоты всасывания повышение частоты
вращения возможно лишь путем увеличения постоянной С,
зависящей от конструкции насоса—формы входной кромки
лопастей, их кривизны, шероховатости поверхности.
Используя уравнение (3.25), можно вычислить коэффициент
С:
С=5,62
«Уб
^^вс.тах.кр
(3.26)
В последнее уравнение вместо напора колеса Нх включен
допустимый кавитационный запас ДЛвстахкр.
Для поддержания допустимой высоты всасывания 6,5—7 м
применяют тихоходные насосы, которые имеют малое значение
ns и низкий напор на одну ступень. Это ведет к понижению
КПД, увеличению числа ступеней при высоких напорах и га-
баритов нАсоса. Допустимая высота всасывания равна нулю
при частоте вращения 3000 мин"1 и подаче 150—250 м3/ч.
Без дополнительного подпора насосы эксплуатируются при
частоте вращения 1500 мин'1 и подаче от 250 до 850 м3/ч
и частоте вращения 3000 мин'1 и подаче до 100 м3/ч.
Для бесперебойной работы быстроходных насосов в горной
промышленности предусматривают отрицательную высоту вса-
сывания (подпор) со стороны водосборника или подкачиваю-
щий насос.
Значение подпора (см. рис. 1.1) определяется по формуле
япод=кдлкр+яе2-^Д
Pg
(3.27)
где А/гкр—критический кавитационный запас, при котором
начинается кавитация и который завйсит от конструкции
насоса, режима его работы и частоты вращения. Для определе-
ния значения АЛкр проводят заводские испытания (11), в резуль-
тате которых получают кавитационную характеристику насоса;
RQ2 — потери напора во всасывающем трубопроводе, м2/ч5;
Ра—барометрическое давление; К—1,24-1,3—кавитационный
коэффициент запаса.
Расчет высоты всасывания допускается по упрощенному
выражению
п р .12
Н^.лоа=^-^-К^+^. (3.28)
Pg 2g
47
С ростом вакуумметрической высоты всасывания снижаются
кавитационный запас и давление на входе, причем минимальное
значение давления является критическим, определяющим воз-
никновение и развитие кавитации.
При эксплуатации шахтных насосов всасывающая способ-
ность имеет важное значение для бесперебойной работы,
поэтому при проектировании и расчете необходимо:
высоту всасывания выбирать в зависимости от ♦горнотех-
нических особенностей шахт и рудников (расположение, тем-
пература, загрязненность и плотность шахтных вод, повышение
или понижение давления водяных паров);
скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе
, принимать в пределах 1,25—1,5 м/с, чтобы ограничить ги-
дравлические потери и образование кавитации;
при неудовлетворительной работе сальниковых уплотнений
направлять жидкость в полое кольцо сальника (гидрозатвор);
при отрицательной высоте всасывания применять установку
насоса для компенсации падения давления во всасывающей
системе и предупреждения подсоса воздуха во всасывающем
трубопроводе;
перед входом жидкости в основное рабочее колесо для
создания подпора в целях обеспечения бескавитационной ра-
боты устанавливать шнековое устройство.
Пример. Определить допустимую величину всасывания для насоса ЦНС
105-98 при паспортных данных 2 = 0,029 л/с; vr = 1,5 м/с; потери напора
йу=1,5м; ЯВС.ДОП = 4,5 и температуре шахтной воды 60 "С.
Решение. По формуле (3.22) с некоторым упрощением
у ? Р„ „
доп = Яве. ласп --i- -—=4,5 - 0,11 - 1,5 - 1,9 = 0,99 М.
2g pg
По табл. 3.5 для шахтной воды с температурой 60 °C Ри.„ = 19 кПа. Следова-
тельно,
/’н.п 19-Ю3
---=-------= 1,9м.
pg 1000-9,8
Таким образом, с повышением температуры шахтной воды допустимая высота
всасывания резко снижается и в условиях высокогорного рудника по отметке
+ 400 м согласно уравнению (3.22) дополнительно уменьшается на величину
Ра 400 ’ '
—=----=0,45 м.
pg ‘ 900
Пример. Определить допустимую величину всасывания для насоса ЦНС
850-980.
Решение. Расчет ведем по уравнению (3.22):
2,33 -103
Явс дол=Ю,3— ----—1,2-6,5—0,11=2,25 м.
°яоп 1000-9,8
Здесь —= 10,32 м—напор.
pg-
48
Рн п 2,33 103
----= 1000 9 8~2’33 м НРИ Расчетн°й температуре шахтной воды 20 °C;
1500 /0,236 4/3
AVmax = Ю---------- = 6,5 м’>
1000
А=1,2—кавитационный коэффициент запаса; С=1000—кавитационный коэф-
фициент быстроходности.
3.7. ПОТЕРИ В НАСОСАХ
Определение количественных и качественных потерь—ги-
дравлических г] г, объемных т]об, механических рм — в шахтных
насосах является сложной задачей при проведении эксперимен-
тальных исследований.
Гидравлические потери в проточных элементах шахтных
насосов частично расходуются на преодоление всех гидрав-
лических сопротивлений. Их определяют через гидравлический
КПД, который находят посредством балансовых испытаний.
В формуле для расчета гидравлического КПД
ят-Л.
(3.29)
где /?г— величина гидравлических потерь, зависящая от трения
жидкости о стенки насоса внутри рабочего колеса, изменения
скорости потока и его завихрения, от трения между всасы-
вающим и нагнетательным патрубками насоса и потерь на
удар. Потери на завихрения составляют основную часть
гидравлических потерь.
Из-за изменения площади и формы каналов поток жидкости
в насосе непрерывно изменяется, а вращение каналов рабочего
колеса усложняет динамику гидравлических явлений, что за-
трудняет аналитический расчет гидравлических потерь.
А. А. Ломакиным предложена формула для определения
гидравлического КПД насоса
0 42
•qr = l-;-(3.30)
(1g пр —0,172)2 V
которая позволяет производить его пересчет с модели (т]г.м.)
на натуру (ргн):
(\ 2
lg —0,172 | (3 31)
1g/>1И—0,172/ ' ’
Изучение гидравлических потерь представляет большой тео-
ретический и практический интерес при эксплуатации шахтных
насосов, так как позволяет определять действительную ха-
рактеристику Я-/(л) и пути дальнейшего совершенствования
гидродинамики насосов.
7-5042
49
Гидравлические потери в рабочих колесах насоса зависят
от окружной скорости. Потери на трение и диффузорное
расширение характеризуются кривой в виде параболы, выхо-
дящей из начала координат. Потери на удар также характеризу-
ются кривой в виде параболы в координатах h — Q, которая
является касательной к оси абсцисс и зависит от подачи
насоса [21 ].
К группе гидравлических потерь можно отнести потери
на вихреобразование и возникновение вторичных токов из-за
перетечек в пограничном слое из области повышенного в об-
ласть пониженного давления, а также потери на разрыв
потока жидкости при выходе из рабочего колеса. Гидравличес-
кие потери в проточной части корпуса насоса рассчитывают
по распространенным формулам гидравлики: определения по-
терь трения, диффузорных потерь, потерь от внезапного
расширения и сужения. В . изогнутых каналах из-за влияния
центробежных сил при повороте потока происходит нерав-
номерное распределение скоростей и давлений по сечению,
что вызывает дополнительные гидравлические потери в проточ-
ной части насоса. 1
Объемные потери подразделяются на внутренние
и внешние. К внутренним относятся потери на переток через
гидравлические уплотнения между вращающимися и непод-
вижными элементами, в том числе потери через гидравлическую
систему уравновешивания осевой силы (см. подразд. 3.8).
К внешним потерям относятся утечки в концевых уплотнениях
на выходе вала из корпуса насоса.
Эрозионное и коррозионное воздействие шахтных вод,
на детали насоса обусловливает значительный рост объем-
ных потерь вследствие увеличения зазоров между корпусом
и рабочими колесами, а также износа сальниковых уплот-
нений и разгрузочных устройств. Объемные потери снижа-
ют подачу насоса, создают дополнительные гидравлические'1
потери. Величина утечек определяет значение объемного
к.п.д.:
Tio6=e/(e+L4 (3-32)
где —утечки, влияющие на величину подачи, т. е. в уплотне^
ниях между ступенями; концевым уплотнением вала со сторону
входного патрубка и др. Для снижения объемных потерь)
в шахтных насосах используются бесконтактные щелевые*
и лабиринтные уплотнения, а также сальниковые и торцевые.;
Расчетные зависимости для определения объемных утечек)
в насосе приведены в табл. 3.6.
В результате исследования объемных потерь в шахтных:
насосах получен ряд выводов, которыми руководствуются
в условиях эксплуатации: ;
50
Таблица 3.6
Определение объемных потерь в центробежных насосах
Потери в переднем уплот- нении рабочего колеса Потери через уплотнение диафрагмы Потери через систему уравно- вешивания (разгрузка)
‘/обк “ Цр^-Уу# цр — 0,5 -т- 0,6 — коэффици- ент расхода для простых уплотнений; £)у—диа- метр уплотнений колеса насоса; Ь—0,0015£)у—ра- диальный зазор, мм; Нук—0,6 Нк—напор, те- ряемый в уплотнении на- соса, м *7обд \/2£'//уд, 1 ГДе Цр = —, /X/ /тт+1,5 + 4 \ 2Р = 0,8-0,85 Здесь; |1р—коэффициент расхода уплотнения (гладкое с прямым зу- бом); dm—диаметр вту- лки колеса в уплотне- нии; b=0,25 + (Пу -100) для Ру > 100 м Яуд = = (0,8-0,85) Н 1—суммарная длина уп- лотнения, мм 4—число канавок / Ps-Pi ^об. УР 1 / **£ > 4 & 7 V d,p где Р3 = 5 103—8 • 105 Па- давление в камере разгруз- ки; Pi—давление перед первым колесом насоса, Па. </„ = 0,00188 /£Р^_Диа- У V метр трубки разгрузочного устройства, мм. 64 Х=— при Re <2300 (ла- Re минарное течение); Х = = (1,8 Re—1,5) при Re> >2300 (турбулентное тече- ние) Коэффициент гидравличес- кого трения в первом приб- лижении X =0,04—0,06; /тр—длина трубки, отводя- щей жидкость из разгру- зочной камеры в приемный патрубок насоса.
Примечания. 1. Конструкции простейших уплотнений [45]. 2. Утечки в насосах
определяются по формуле ?о6 =
где Q—подача насоса.
утечки в разгрузочных устройствах при отсутствии износа
разгрузочных дисков не должны превышать 2,5% от подачи,
что соответствует данным заводских испытаний.
Эрозионное воздействие шахтных вод на различные типы
уплотнений приводит к появлению эксцентриситета в кольцевых
зазорах, отчего объемные утечки жидкости увеличиваются
в 1,5—2 раза, а расход через разгрузочные устройства — на
15—20%. Как следствие—снижение напорных характеристик
и КПД шахтных насосов:
утечки жидкости через сальниковые уплотнения при нор-
мальной их эксплуатации должны фактически отсутствовать;
коэффициент расхода в уплотнениях следует определять
по известным зависимостям гидравлики и величине зазоров
лабиринтных уплотнений (см. разд. 4);
напор, теряемый в уплотнениях, расходуется на преодоление
сопротивлений при движении жидкости в щели, в местах
внезапного сужения и внезапного расширения, на трение при
выходе потока из щели.
Напор, теряемый в уплотнении рабочего колеса при нор-
мальном состоянии уплотнения [15],
.. 2 / р' \
Яр.ку = Яр-^ 1- £ , (3.33)
°gL \Лг/
где Яр—потенциальный напор рабочего колеса; R'y, R2 —
радиус соответственно колеса и уплотнений.
Потенциальный напор рабочего колеса
Яр.к = ЯтПг/1-^\ (3.34)
\ 4 Z.U2 1
где Цг.к — гидравлический КПД рабочего колеса насоса.
Механические потери. К механическим потерям в на-
сосе относятся потери на трение в сальниках и подшипниках
(внешние), а также дисковые (внутренние). Разделение потерь
на внутренние и внешние используется при моделировании
насосов, когда оценивается эффективность их проточной части.
Ятр = Ятр.п + Ятр. с + Ятр. д, (3.35)
где Ятр.п, Ятр.с, Ятр.д — мощность, теряемая соответственно
в подшипниках, в сальниках, дискового трения.
Механический КПД насоса
_N-N _NTS,
1м n n:
(3.36)
где N—полезная мощность насоса.
Разность мощностей N и Ятр представляет собЬй мощность,
передаваемую рабочим колесом потоку жидкости:
N-NTp = pgQ'HT, (3.37)
где Q'— подача рабочего колеса при отсутствии внутренних
утечек, м3/с.
Механические внутренние потери зависят от типа концевых
уплотнений, частоты вращения, дискового трения, типа подшип-
ников и других параметров. Их определяют цри холостом
ходе, т. е. вращении колеса насоса без жидкости.
Расчет мощности насоса, теряемой в подшипниках и коль-
цевых уплотнениях, приведен в разд. 4.
Дисковые потери из всех видов механических потерь —
самые значительные. При вращении рабочего колеса в корпусе
насоса, заполненного водой, на внешней поверхности колеса
возникают силы трения, которые поглощают значительную
52
часть потребляемой насосом мощности. Частицы жидкости
в пространстве между колесом и корпусом насоса под
действием центробежной силы приобретают вращательное
движение и перемещаются к периферии. Сила трения колеса
о жидкость зависит от состояния поверхности (шероховатости)
дисков колеса и стенок корпуса насоса, а потери мощности
на трение дисков — от вязкости рабочей среды. Мощность,
расходуемая на вращение рабочего колеса в условиях цирку-
ляции жидкости, увеличивается с расширением зазора между
колесом и стенками корпуса и на 13—15% уменьшается при
тщательно отполированном диске.
Мощность, расходуемая на дисковое трение рабочего колеса,
УДТ = С/Р£>^(1+^). (3.38)
\ ^2/
Для воды при / = 20° и Re=5 106 уравнение (3.38) имеет
более простой вид:
2
Удт = 1,13- 10'2w^Z)3. р.39)
В формулах (3.38) и (3.39): s'—толщина стенки колеса на
выходе; Cf=——-—коэффициент, учитывающий трение при
,/Re
турбулентном движении на двух сторонах диска в зависимости
от числа Рейнольдса [15]. Для снижения расхода мощности
на дисковое трение можно уменьшить диаметр колеса D2,
а чтобы скомпенсировать снижение напора—увеличить угол
Р2 или применить рабочее колесо с большим числом лопастей
(8—9), а также использовать рабочие органы с более высоким
КПД и улучшенной чистотой обработки. Увеличение меха-
нических потерь происходит при повышенном износе рубашки
вала под сальниковыми уплотнениями при их слишком сильной
затяжке, несоосности валов насоса и приводного двигателя,
так как возникают дополнительные потери в соединительной
муфте и, подшипниках. Повышенный износ торцевой пары
разгрузочного устройства также вызывает увеличение механи-
ческих потерь, когда* происходит трение передних дисков колес
межкрлесными перегородками.
При испытаниях насоса ЦНС 850-960 с мощностью дви-
гателя 3000 кВт на механические потери расходуется 360—
380 кВт, в том числе 8—10 кВт на дисковые потери, 320—
340 кВт на потери в сальниковых уплотнениях и 1,5—2 кВт
на трение в подшипниках сферического типа. Чрезмерные
механические потери от износа сальниковых уплотнений и под-
шипников насосов ЦНС 60-99 обусловили относительное сни-
жение КПД на 5% и увеличение удельных энергозатрат
на 6%. При появлении в насосе неисправностей, связанных
53
с увеличением механических потерь, насосный агрегат не-
обходимо отключить, так как дальнейшая эксплуатация при-
ведет к разрушению неисправного узла.
Пример. Определить потери мощности на дисковое трение рабочего
колеса насоса ЦНС 850-960 для следующих условий: г = 0,3; коэффициент
трения
0,0465
x/Re
= 0,0017;
Re =
иг
48,3-0,3
——^=1,45-
Ю-5
107.
V
Решение. Потери мощности на дисковое трение по видоизмененной
формуле (3.38)
N„=Cfpu 3 • г2 = • 0,0017 • 1000 • 48,3 • 0,32 = 8,56 кВт.
3.8. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА РОТОР ЦЕНТРОБЕЖНОГО
ШАХТНОГО НАСОСА, И СПОСОБЫ ИХ УРАВНОВЕШИВАНИЯ
Величина и направление гидродинамических сил, действую-
щих на ротор, определяются характером движения жидкости
в проточной части насоса и вспомогательных трактах: боковых
пазухах, между дисками рабочего колеса и корпусом насоса,
щелях уплотнений и т. п. На внешнюю и внутреннюю поверх-
ности рабочего колеса действуют вес, инерция ротора насоса
и гидродинамические силы.
В насосостроении расчет осевой силы, действующей на
рабочее колесо, выполняется по методу А. А. Ломакина для
двух предельных случаев — нормальной работы уплотнений
в насосе и при их аварийном износе [15]. При расчете осевой
силы для лопастных насосов приняты следующие допущения:
жидкость с обеих сторон рабочего колеса вращается
с одинаковой угловой скоростью;
дросселирующее влияние зазора при выходе жидкости из
колеса незначительно и с обеих сторон действует давление,
равное давлению за колесом;
давления на ведущем и ведомом дисках рабочего колеса
на окружности одного радиуса одинаковы;
влияние расхода (утечки) через щелевые уплотнения рабочего
колеса не учитываются.
Принятые допущения упрощают расчет осевой силы, но
обусловливают некоторые расхождения с данными экспери-
ментальных испытаний, особенно для шахтных насосов. Это
объясняется сложной картиной распределения скоростей
и давлений в боковых пазухах рабочих колес, их формой,
величиной и направлением расхода многофазной жидкости —
шахтных вод, повышенной шероховатостью корпуса и дис-
ков рабочих колес и усложненными режимами шахтных
насосов.
54
Рис. 3.9. Гидравлическое разгрузочное устройство (а) и схема действия сил
осевых давлений по наружным поверхностям колеса центробежного насоса (б):
I — щелевое уплотнение; 2—рабочее колесо; 3—ведущий диск; 4—корпус; 5—неподвиж-
ное кольцо; 6—торцевая щель Л2; 7—подвижное кольцо; 8—разгрузочный диск;
9—цилиндрическая щель Л(
Схема гидравлического разгрузочного устройства является
основой для расчета его параметров и выбора геометрических
размеров. Правильный выбор параметров гидравлического
разгрузочного устройства обеспечивает уравновешивание осе-
вых сил при минимальных потерях и гарантирует надежность
его работы (рис. 3.9).
Осевая сила. В шахтных насосах при закрытом испол-
нении рабочего колеса и одностороннем входе в него жидкости
осевая сила возникает в результате действия воды на внутрен-
нюю и наружную поверхности. Действие осевой силы можно
[45] представить в виде формулы:
= (3-40)
или
Р0С = я(Лу2-Лв2)(Р2-Р1)-^(^у-^в) х
x[R22-0,5(R2-Rffl-pQco. (3.41)
В формулах (3.40), (3.41) и на рис. 3.9 принято:
Ръ Р2— давление жидкости соответственно на входе и вы-
ходе из колеса насоса, МПа; Ry, RB—радиусы уплотнений
и вала; R2 — наружный радиус рабочего колеса насоса; hr,
I—цилиндрический дроссельный зазор и его длина; h2 —
торцевой зазор; R\ и R'2 — радиусы разгрузочного диска;
со—угловая частота вращения, рад/с; с0—скорость входа
жидкости в колесо, м/с.
Как правило, динамическая составляющая осевой силы
^д = Рбсо и составляющая осевой силы от разницы диаметров
втулки и ступицы FK, неучтенная в уравнении (3.41), малы
55
по сравнению с Рос, поэтому результирующая сила в рабочей '!
зоне напорной характеристики насоса направлена в сторону |
всасывания. Например, при расчете осевого усилия, действую-1
щего на ротор восьмисекционного насоса ЦНС 850-960, при !
диаметре D2 = 600 мм и потенциальном. напоре при выходе |
из ‘ колеса Н= 114,4 м, получено: полная осевая сила |
Fo_ с = 3250,8 Н—составляющая осевой силы от давления боды |
на боковые стенки колеса; Fa = 418,3 Н—динамическая состав- «
ляющая осевой силы; FK = 7,4 Н—сила, обусловленная разницей j
диаметров втулки и ступицы рабочего колеса. 1
Из уравнения (3.41) следует: ;
осевая сила Р0.с зависит от радиальных размеров колеса |
R2 и Ry, частоты вращения и давления на выходе из колеса ]
насоса, достигает значительной величины при износе уплотне- |
ний разгрузочного устройства;
опытным путем установлено, что при отсутствии утечек t
через уплотнения средняя частота вращения жидкости в по- ’
лостях между поверхностями вращающегося колеса и корпусом £
численно равна половине угловой скорости рабочего колеса, 1
что позволяет определить величину Ра. 4
Для уравновешивания системы рассчитываются статические j
и динамические системы, т. е. зависимость осевой силы Ро.о от <
торцевого зазора h2, 1
Уплотнения разгрузочного устройства изнашиваются под •
действием абразивных и агрессивных шахтных вод, причем J
степень воздействия возрастает с увеличением скорости потока ;
жидкости в щелевых уплотнениях. ‘
В цилиндрической щели- дистанционной втулки колеса I
скорость достигает 40 м/с, а в торцевой—60 м/с. По причине
гидроабразивного износа на рудоремонтных заводах отбра-
ковывается почти 90% деталей узла разгрузочного устройства
насосов. Из-за гидроизноса увеличиваются внешние утечки
через разгрузочное устройство, поскольку увеличиваются ради-
альные размеры цилиндрической дроссельной щели между
дистанционной втулкой и рубашкой вала (рис. 3.10).
Исследованиями режимов работы насоса ЦНС 60-132 ус-
тановлено, что с увеличением зазоров переднего и межступен-
чатого уплотнений с ’0,3 до 1 мм в 2 раза возрастает осевая
сила и на 15—17% снижается напорная характеристика.
Рост осевых усилий на ротор насоса обусловливает меха-
ническое контактирование торцевой пары колец разгрузочного
устройства и интенсивность их износа. Торцевой зазор в разгру-
зочных устройствах в насосах типа ЦНС составляет 0,1 —
0,2 мм, а зафиксированные биения вращающегося кольца
торцевой пары 0,2—0,3 мм. Зафиксированные биения и виб-
рации’ торцевой пары ухудшают условия работы насоса, так
как вызывают повышенные механические потери и. создают
56
Рис. 3.10. Зависимость осевой силы от напо-
ра насоса при различных значениях зазоров
в щелях и уплотнениях рабочих колес:
/ — осевая сила при среднем торцевом зазоре
0,3 мм; 2—то же, 1 мм
Рис. 3.11. Влияние увеличения утечки через гидравлическое разгрузочное
устройство (ГРУ) насоса ЦНС 60-132 на его характеристики:
----при нормальном состоянии ГРУ; -при увеличении износа и утечек через ГРУ
опасность механического контакта передних дисков и рабочих
колес [40].
На рис. 3.11 приведены зависимости величины утечек от
износа кольцевой дроссельной щели в насосе ЦНС 60-132.
Расход жидкости через разгрузочное устройство увеличивается
в 2 раза, напор снижается на 3%, КПД — на 5%, а удельные
затраты электроэнергии возрастают на 2%.
Результатом повышенного износа торцевой пары разгру-
зочного устройства и появления трения передних дисков колес
о межступенчатые перегородки является повышенное осевое
биение ротора насоса и как следствие ухудшение его вибраци-
онных характеристик и возникновение механического контакта
между дисками торцевой пары разгрузочного устройства.
Неисправности в шахтных насосах при чрезмерных меха-
нических потерях обнаруживаются обычно по возрастающему
57
8-5049
току приводного двигателя. Конструкции гидравлических раз-
грузочных устройств шахтных насосов и эксплуатационные
расчеты механических потерь в подшипниках и уплотнениях
рассмотрены в разд. 4.
В многочисленных литературных источниках приведены
различные методы расчета гидравлических разгрузочных уст-
ройств. Метод, предложенный А. Е. Чегурко [41], достаточно
точен для инженерных расчетов осевой силы, но не содержит
необходимого учета шероховатости поверхности и ее роли
при движении жидкости и соприкосновении со стенками камеры
и поэтому не позволяет достаточно точно рассчитать разгру-
зочные устройства шахтных насосов. Расчет гидравлических
разгрузочных устройств и выбор их оптимальных параметров
осуществляется на ЭВМ с учетом всех факторов методами
математического программирования, основанных на составле-
нии целевой функции искомых переменных с учетом экстре-
мальных значений при износе узлов устройства. Разрабатыва-
ется алгоритм целевой функции по определению оптимальных
параметров (радиальная щель /, зазоры hr и h^, диаметры
дисков, колец уплотнений и др.) разгрузочного устройства
с учетом коэффициентов гидравлических потерь, расхода и дру-
гих факторов в зависимости от осевой силы, геометрических
размеров колеса, потерь мощности в зазорах, потребляемой
мощности. Разработанный алгоритм позволяет осуществить
анализ всех факторов, влияющих при расчете и проектировании
гидравлических разгрузочных узлов, и повысить надежность
работы разгрузочных устройств.
4. ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ ШАХТНЫХ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ И ИХ РАСЧЕТ
Шахтное насосостроение развивается по пути создания
новых типов Насосов для водоотлива и систем осушения
горных работ в целях повышения эффективности их работы
и покрытия полей по подаче и напору. Конструкция насоса
принимается в зависимости от цели: достижение высоких
значений подачи и напора в одной ступени, увеличение частоты
вращения, повышение надежности.
При разработке конструкции решаются вопросы умень-
шения металлоемкости и габаритов, снижения вибрационных
характеристик. Благодаря высокому уровню надежности
и небольшим габаритам шахтных насосов повышаемся бе-
зопасность ведения горных работ, сокращаются объемы
горных выработок всего водоотливного комплекса и улуч-
шаются технико-экономические показатели работы водоо-
тливных установок.
58
Элементы шахтных высоконапорных насосов, работающих
.на глубоких горизонтах, находятся под гидростатическим,
гидродинамическим и инерционным воздействием, а также
температурных перенапряжений, особенно при откачке термаль-
ных вод и шахтных вод с пожарных участков. Температурные
перенапряжения усиливают деформацию узлов и деталей
шахтных насосов, вызывают явление релаксации—уменьшения
напряжений, в связи с чем происходит ослабление контактов
в местах посадок рабочих колес на вал, уплотнениях, фланцевых
и других соединениях. При эксплуатации насосов необходимо
учитывать особенности условий работы в горной промыш-
ленности, в которых узлы и детали насосов находятся под
влиянием коррозии, эрозии, высокого давления и кавитацион-
ных явлений, . обусловленных физико-химическим составом
шахтных вод и значительным содержанием в них растворенного
воздуха и газов.
Перед капитальным ремонтом шахтных насосов на рудо-
ремонтных заводах проводят проверочные расчеты основных
узлов и деталей, поскольку происходят изменения режимов
работы водоотливных установок, конструктивных параметров
и физико-химического состава шахтных вод. Проверочным
расчетом проверяют: усталостную прочность вала, биение
ротора, детали уплотнения, основные размеры рабочих колес
и направляющих аппаратов с учетом изменяющихся условий
эксплуатации. Расчетными нагрузками при этом являются
внутреннее давление, весовые нагрузки, крутящий момент,
передаваемый валом насоса, гидравлические и радиальные
силы, дисбаланс загрузки и реакции трубопровода.
Контрольными расчетами определяют усилия, возникающие
при посадке рабочих колес на вал, с учетом температурных
напряжений и возможных деформаций в корпусе и других
узлах насоса во время переходных процессов, а также прочность
крепежных деталей насоса, надежность уплотнений, подшип-
ников и других элементов конструкции насоса, работающих
при знакопеременных нагрузках. Испытания узлов насоса на
стендах и экспериментальных установках позволяют проверить
правильность выполненных расчетов и благодаря этому по-
высить надежность работы шахтных насосов.
4.1. МЕТОДИКА ПРОЕКТИРОВАНИЯ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
ШАХТНОГО НАСОСА
Как правило, проектирование рабочих колес шахтных
насосов основано на струйной теории Эйлера в предположении,
что колесо имеет бесконечное число тонких лопастей. Такая
методика проектирования позволяет найти в любой точке
лопасти величину усредненных скоростей по обе ее стороны,
а значит, и напор колеса, с учетом поправки на конечное
число лопастей.
На рудоремонтных заводах увеличивается объем ремонтных
работ и возникает необходимость выполнения проверочных
расчетов отдельных узлов и деталей: рабочих колес, валов
и т. п.
Увеличение объема ремонтных работ объясняется также
изменяющимися режимами работ шахтных насосов, в связи
с переходом горных работ на глубокие горизонты, высоком
содержании механических примесей в шахтных водах и огра-
ниченными возможностями рудоремонтных заводов по выбору
марки металла и материалов для выполнения ремонтов. При
проверочных расчетах узлов и деталей шахтных насосов
следует учитывать расчетные нагрузки и их характер изменений,
а именно: внутреннее давление в насосе, изменение враща-
ющегося момента вала, гидравлические радиальные силы
с учетом откачки загрязненных шахтных вод, дисбаланс
нагрузки и реакции трубопроводов. При этом необходимо
использовать современные методы расчета напряженного со-
стояния деталей насосов и учитывать соответствие расчетных
нагрузок действительным.
4.2. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА ШАХТНОГО НАСОСА
Рабочее колесо — основной орган насоса, где механическая
энергия преобразуется в гидравлическую, поэтому выбор его
формы, способа улучшения кинематики движения жидкости
в каналах, соблюдение точности геометрических размеров
и чистоты обработки—обязательные требования, предъявля-
емые в целях повышения КПД насоса. В шахтных насосах
применяются рабочие колеса закрытого типа с основным
и покрывающими дисками. Исходными данными для расчета
рабочего колеса (d0—диаметр вала в месте- посадки колеса)
являются: подача, напор, частота вращения и условия беска-
витационной работы колеса, и физико-химический состав
шахтных вод. Исходные данные и основные аналитические
зависимости, используемые при расчете рабочего колеса
(рис. 4.1), приведены в табл. 4.1.
Влияние расчетных данных на конструкцию
насоса. От лопастного угла р2 зависят полный теоретический
напор, конфигурация и конструктивные размеры насоса:
с уменьшением угла снижается полный напор, увеличивается
реактивность рабочего колеса и повышается статический напор
насоса.
Коэффициент быстроходности ns используется при расчете
минимума гидравлических потерь; на конструктивные парамет-
ры насоса влияет следующим образом: при «s = 40 угол
Р2 принимают 30—35°, при ns = 100 соответственно 25—30° [15].
60
Примечание •
1. Проверка и совершенствование конструкции
насосов ЦНСГ-ввО-ввО и ЦНС-300-1300
2. Построение лопасти по методу двух углов J3pfiz
Рис. 4.1. Алгоритм расчета рабочего колеса
61
Таблица 4.1
Алгоритм расчета рабочего колеса шахтного насоса
Номер параметра Формула для расчета
1 2 3
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
14.
III.
I. Данные для начала расчета
Подача ступени насоса, м3/ч; м3/с Напор ступени, м Частота вращения, мин-1 Характеристика шахтных вод н„=нц Пресные, агрессивные, кислотные ie
II. Исходные даннь
Коэффициент быстроходности, мин-1 hs = 3,65h^^~7 Я3'4 In
Приведенный диаметр входа в ко- £inp=(4-4,5)103B
лесо, мм у п
Гидравлический КПД 0,42
(lgZ>lnp —0,172)2
Объемный КПД 1 Л°6~1+0,68V3
Механический КПД PgQH ’1мех 1000W
Полный КПД П = ПгПобПМех
Максимальная мощность насоса, кВт
1000 - Т)
Максимальный вращающий момент 9550 Nm!a
в сечении вала, Н • м *^max п
Подача, м3/с Q^ = Qct/^
Теоретический напор, м Ят = Я./Лг
Расчет основных размеров р абочего колеса
15. Минимальный диаметр вала, мм
16. Диаметр втулки, мм
17. Диаметр входа в колесо, мм
18. Наружный диаметр колеса, мм
19. Ширина канала на выходе, мм
20. Число лопастей
dB =
WcTkp
4,т = (12-^ 1,4)4,
Do = /---Н вт
V ЛУо
В
(пЛ*13
b^OfilD\WO)
. + . Р1+Р2
z = 6,5--sin-----; или
ri-ri 2
Р2/З
Продолжение табл. 4.1
Номер параметра Формула для расчета
1 2 3
21. Ширина канала колеса на входе, мм ^=(1,254-2,25)—f 1-^ ' 4 Dl)
IV. Определение параметров потока жидкости и входные
параметры кромки лопастей
22. 23. 24. Угол безударного входа потока на лопасть Коэффициент стеснения на входе в колесо Относительная скорость на входе в колесо, м/с tgpi0 = (l,l-l,15)^ 1 к
1 гб! 1 Адг nZ>! Sin Pi 1 Wi=-r-T- Sin Pi
25. Коэффициент стеснения на выходе из колеса 1 K2= - — nZ)2 sm p2
26. Относительная скорость на выходе из колеса, м/с Cm2 sinp2
V. Печать
Расчет на ЭВМ проведен для насоса ЦНС 850-960
Исходные данные: /4= 120 м; ns = 70; Ув = 3500 кВт
Основные размеры рабочего колеса:
Z>2 = 600 mm; b] =52 мм; 62=32мм; /)О = 268 мм; Р;=25°; р2 = 33°; Лвт=175мм
Определенное число' лопастей (z = 6t-8) обусловливает ра-
боту шахтных насосов при стабильных характеристиках.
В расчетах напора рабочего колеса насоса кроме упро-
щенного уравнения при бесконечном числе лопастей используют
формулу
Нтх = (1+р)Нт,
где р = — •—= 0,28-н 0,32—коэффициент эксплуатации, т. е.
1 ’-(-I
V2/
поправочный коэффициент, учитывающий конечное число ло-
паток; ф' = (0,55 -? 0,65) + 0,6 sin р2 = 0,9 4- 0,92.
Профилирование лопасти рабочего колеса в меридианном
сечении рассчитывается при последовательном изменении ме-
ридианной составляющей скорости от входа жидкости в колесо
63
до ее выхода при среднем значении с1т=1,5-г2,5 м/с; форма
меридианного сечения определяется изменением меридианной
скорости по радиусу с1т=/(7?) при соблюдении соотношения
в рабочем колесе 7?п<1?ос; (7?„, Rac — радиусы соответственно
покрывающего и основного дисков). В табл. 4.1 приняты -
следующие значения расчетных коэффициентов и меридианных
скоростей: Kt = 1,05 -ь 1,15 — коэффициент запаса при определе-
нии мощности насоса; А'и2 = (1,87н-2,0)и4"°'28 — коэффициент
окружной скорости; ст2 = К2с0 и ст1=Кгс0 — меридианные
скорости на входе и выходе рабочего колеса; с0 = 0,06^/2т«г —
начальная скорость на входе в рабочее колесо. Угол потока
жидкости на входе в лопасть рабочего колеса рассчитывают,
пользуясь треугольником скоростей:
tgpi =
с mi
Ul —Cq COSCt!
Профиль лопатки рабочего колеса для щ<80 определяется
по средней линии потока жидкости с учетом зависимости
2
где М = уН—^—*—статический момент средней линии
лопасти (в меридианном сечении). Профилирование лопасти
рабочего колеса проводят методом конформных отображений
по точкам лопасти и по значению углов Р1 + Р2 [19]. Форму
поперечного сечения межлопаточного канала выбирают при
незначительном гидравлическом радиусе, а среднюю линию
сечения лопасти строят по значениям углов и 02. Подачу
насоса рассчитывают с учетом объемных потерь через передние
уплотнения, а мощности ступени — по выражению, приведен-
ному в табл. 4.1.
Основные напряжения в рабочем колесе шахтного цент-
робежного насоса создаются под действием центробежных
сил. Ориентировочное напряжение в рабочем колесе определя-
ется по уравнению
a = 2pg • 10~2 Нк.
Конструкция рабочего колеса показана на рис. 4.2. Толщина
стенок рабочего колеса зависит от технологических возмож-
ностей (отливки). Для многоступенчатых сильно нагруженных
шахтных насосов напряжение определяют специальными рас-
четами [20]. При расчете напряжения в теле основного диска
учитывают усилия, создаваемые массой лопастей.
Значение окружной скорости определяет диаметр входной
воронки и устранение режимов кавитации с учетом того, что
шахтные насосы конструируются при низком и среднем
значении ns. Лопасти рабочего колеса для входа, профилиру-
емые по средней струйке, имеют цилиндрическую форму
64
Рис. 4.2. Колесо закрытого типа одностороннего входа:
I — покрывающий диск; 2—лопасти; 3 — вал насоса; —диаметр вала;
О,, I),—внутренний и наружный диаметры рабочего колеса; £>0—диаметр входной
воронки; 4ВТ—диаметр втулки; bt, b2— ширина рабочего колеса на входе и выходе;
t2— шаг колеса на входе и выходе; s—толщина лопасти; 5,, 62 — входная и выходная
толщина кромки лопасти; а, в — меридианное сечение лопасти и толеса; г — меридианный
радиус колес; R.:, Roc— радиусы диска и ступицы
и нормальное расположение к основному и покрывающему
дискам. Значение внутреннего диаметра рабочего колеса
=(0,8-т 1)£>0 [13]. Опыт эксплуатации шахтных насосов
показывает, что наиболее интенсивному износу подвержены
рабочие колеса, более того, их трудно восстановить в условиях
рудоремонтных заводов. Поэтому в целях увеличения наработ-
ки на отказ рабочих колес обязательно учитывать особенности
эксплуатации в шахтных условиях. Коррозия металлов в шахт-
ных водах—результат электрохимических реакций, особенно
при наличии гальванической пары (микропары), например,
чугун — цветные металлы. В этом случае активизируются
процессы: анодный—переход ионов из металла в раствор
и катодный — разрядка электронов. Многочисленные причины
коррозии в шахтных насосах затрудняют анализ процесса
износа рабочих колес в сложных условиях рудничного водо-
отлива. Влиянию электромеханической коррозии на рабочие
колеса насосов мало уделено внимания в горной литературе,
нет каких-либо рекомендаций. Однако из опыта эксплуатации
известно, что присутствие в шахтной воде растворов серной
и соляной кислот, а также ионов хлора, и особенно сульфатов
тяжелых металлов, оказывает разрушающее действие на металл
рабочих колес насоса. В связи с этим требуется глубокая
очистка шахтных вод в подземных условиях.
Наряду с коррозией причиной быстрого износа рабочих
колес являются высокие скорости движения жидкости в самом
колесе и в зазорах уплотнений. При конструировании рабочего
колеса насоса выбирают наиболее эффективную форму, про-
филь и количество лопаток, исходя из задачи иметь минималь-
ные гидравлические потери и максимальный КПД. Особое
65
9-5042
значение имеет правильный выбор марки металла для из-
готовления рабочих колес. При этом учитывают физико-
химический состав шахтных вод, литейные свойства металла,
условия его механической обработки, запас прочности, и то,
что основные напряжения в рабочем колесе создаются цент-
робежными силами. Например, рабочие колеса шахтных на-
сосов, отлитые из чугуна СЧ15-32, при откачке шахтных вод
с высоким содержанием механических примесей (20—25 мг/л),
подвергаются сильному эрозионному износу и имеют наработку
на отказ до 1000.ч. Рабочие колеса, изготовленные из чугуна
этой же марки с нанесением на поверхность антикоррозионных
покрытий или из углеродистых и низколегированных сталей,
имеют срок службы до 2000—2500 ч. Гидроабразивному износу
хорошо сопротивляются также стали аустенитного класса
1Х18Н9Т.
Для откачки кислотных и агрессивных шахтных вод на
медных рудниках Урала применяют насосы, рабочие колеса
которых изготавливаются из нержавеющих сталей 1X13; 2X13
и др. Однако эти стали имеют низкие литейные качества
(особенно для тонкостенных отливок) и трудны в обработке.
При обработке рабочего колеса допускаются следующие от-
клонения размеров (в долях от наружного диаметра D2):
Z>2 = 0,002 — 0,004; диаметр втулки 0,005—0,01; ширина колеса
на входе 0,001—0,002; толщина лопасти 0,002—0,003.
4.3. АЛГОРИТМ РАСЧЕТА РАБОЧЕГО КОЛЕСА
ШАХТНОГО НАСОСА
Введение расчетных данных с алфавитно-цифровым печа-
тающим устройством и разработка алгоритма расчета рабочего
колеса при реализации на языке «Фортран IV» позволяют
получать на печать его основные конструктивные данные при
большом числе вводимых исходных данных.
При вводе в программу исходных данных и изменений
конструктивных параметров рабочего колеса (Ргр2К1К2. и ДР-)
получают оптимальные значения основных размеров — Dr, D2,
bx, b2 и т. д.— с учетом максимального гидравлического
и общего КПД насоса и последующей экспериментальной
проверкой расчетных данных.
Использование ЭВМ при расчете рабочих колес шахтных
насосов показывает, что указанный метод может быть ис-
пользован при расчете направляющих аппаратов и валов на
динамическую устойчивость, а также для проверки на резонанс
и при расчете гидравлических разгрузочных устройств.
Качественное выполнение текущих и капитальных ремонтов
на рудоремонтных заводах, объемы которых возрастают
66
в связи с усложнением горно-технических условий шахт
и рудников, требует проведения предварительных расчетов
отдельных узлов и деталей шахтных насосов. Для этого
необходимы современные методы с применением ЭВМ.
4.4. РОТОР НАСОСА
Ротор многоступенчатого шахтного насоса представляет
собой сборную конструкцию, которая определяет его дина-
мическую устойчивость, надежность, экономичность и долго-
вечность. Двухопорный вал является базовой деталью ротора;
на нем устанавливаются рабочие колеса, защитные втулки,
детали разгрузочного устройства, полумуфта и т. д. (рис. 4.3).
Большинство деталей ротора посажены, на шпонки, другие
надежно закреплены от проворачивания. Надежность работы
ротора при правильно рассчитанном диаметре вала зависит
от расстояния между опорными подшипниками (L) и, следова-
тельно, от числа ступеней и конструкции разгрузочного
устройства. Отсутствие вибрации в насосе и уравновешенность
ротора при его вращении — условия нормальной работы насоса.
Это требование выполняется путем статической балансировки
отдельных деталей ротора и динамической балансировки
конструкции ротора в целом. Динамическая балансировка
ротора шахтных многоступенчатых насосов на рудоремонтных
насосах проверяется на балансировочных станках при частоте
их вращения, близкой к номинальной. Например, ротор
шахтного насоса ЦНС 300-1300 (частота вращения 3000 мин“Ц
имеет разборную Конструкцию с уравновешенными, насажен-
ными на вал рабочими колесами при плотной посадке,
и минимальными зазорами, что дает нормальную динамичес-
кую устойчивость работы в процессе эксплуатации (рис. 4.3, а).
Рис. 4.3. Ротор шахтного высоконапорного насоса (а) и устройство для
предупреждения смятия торцов ступиц при больших осевых усилиях ротора (б):
I—полумуфта; 2—защитные кольца; 3—вал; 4—комплект рабочих колес; 5—детали
разгрузки осевого усилия; 6—водоотбойные и маслоотбойные кольца; 7—разъемно-
упорные кольца
67
При динамической балансировке ротора приняты следующие
допускаемые величины биения, мм:
Рабочее колесо ........................................... 0,05—0,08
Межступенчатые уплотнения ................................ 0,06—0,09
Дистанционные втулки концевых уплотнений ................. 0,03—0,04
Торцевая поверхность разгрузочного диска ................. 0,02—0,03
Шейка вала под подшипником ............................... 0,01—0,02
Через торцы рабочих колес на вал насоса передается
большое осевое усилие, и чтобы избежать изгиба вала
и повышенного биения ротора, торцы рабочих колес об-
рабатываются с перпендикулярностью 0,01—0,02 мм до ше-
роховатости поверхности 1,25—0,85. Плотное прилегание тор-
цов рабочего колеса исключает перетоки шахтной воды по
валу насоса (рис. 4.3,6). Большое значение в вибрационной
устойчивости ротора имеет соединительная муфта насоса
с двигателем. При передаче насосу крутящего .момента допуска-
ется биение муфты 0,06—0,09 мм. В целях обеспечения надеж-
ной в отношении вибрации работы ротора отклонение частоты
его вращения от критической частоты вращения допускается
+ 20—25%. Исследованию вибрационной устойчивости ротора
насоса посвящен ряд работ, в частности, [4].
4.5. ВАЛ НАСОСА
Базовая деталь ротора—вал, изготовляемый из углеро-
дистых или легированных сталей 30ХГСА, 55ХГС и др.,—
рассчитывается из условия статических и динамических на-
грузок, их влияния на критическую частоту вращения. Ис-
ходными данными являются крутящий момент, вес вала и веса
закрепленных на нем рабочих колес, разгрузочного диска,
дистанционных втулок и других деталей ротора. Поперечные
силы, возникающие при работе ротора насоса обусловливаются
несимметричным подводом и отводом жидкости (от этого
зависит также выбор метода расчета вала). Под действием
собственного веса и веса закрепленных деталей ось вала
испытывает статический прогиб, а под действием гидродина-
мических сил — значительный динамический прогиб в ради-
альном и осевом направлениях, который определяется частотой
вращения ротора и неуравновешенностью закрепленных на
нем деталей. Чтобы не происходило деформаций, нарушающих
устойчивую работу ротора, вал должен иметь достаточные
прочность и жесткость. При определенной частоте вращения
динамический прогиб достигает такого значения, при котором
вал становится динамически неустойчивым и появляется по-
вышенная вибрация, что служит причиной серьезной аварии
шахтного насосного агрегата. Ротор насоса, работающий на
68
частоте вращения ниже первой критической, называется «жест-
ким», а работающий на сверхкритических частотах — «гибким».
Второй тип ротора более часто используется в конструкции
многоступенчатых шахтных насосов. При совпадении направ-
ления действия возмущающей силы с частотой собственных
колебаний возникает явление резонанса, при котором крити-
ческая частота вращения вала
икр = 300^„ (4.1)
где f—максимальная стрела прогиба, см.
Критическая частота вращения вала в зависимости от веса
и изгибающей силы
икр = 300^, (4.2)
Ed
где £ = 2,354—— сила, вызывающая прогиб вала на 1 см,
при равномерной нагрузке; G— масса вала со всеми враща-
ющимися деталями и рабочими колесами, кг; dB—диаметр
вала, см; L — длина вала между опорами, см; £=21 • 105 —
21,5 105 кг/см2 — модуль упругости для хромоникелевой и уг-
леродистой сталей. Номинальную частоту вращения ротора
насоса выбирают в диапазоне (1,3-? 1,25)/7кр^(0,7-?0,8)нкр.
В табл. 4.2 приведены формулы для определения диаметра
вала, его максимального статического прогиба и момента
инерции для многоступенчатых насосов главного водоотлива
и консольных насосов участковых водоотливных установок.
Максимальный диаметр вала определяется в месте посадки
рабочих колес, а посадочные размеры — по второму классу
точности. Диаметр вала ступенчато снижается в направлении
подшипников. Уступы вала для упора рабочих колес выполняются
строго перпендикулярно к оси с учетом расположения шпоночных
пазов, проходящих через ось вала. Вал- насоса проверяют на
динамическую устойчивость и статическую прочность под
действием максимально возможных нагрузок, особенно при
переходных процессах, с учетом веса рабочих колес и деталей,
насаженных на вал, осевого усилия ротора, радиальных усилий на
ротор из-за неравномерности распределения давления на перифе-
рии рабочего колеса и центробежной силы, возникающей в силу
остаточного небаланса рабочего колеса, G\ = 1,1 • 10“8 Gn2e, где
G—масса рабочих колес, кг; е = 0,075 мм — эксцентриситет
рабочих колес (для этого диаметра вала—до 300 мм).
Вал насоса рассчитывают для двух режимов (нулевой
подачи и расчетного нормального) при запасе прочности по
69
Таблица У. 2
Схема ротора Диаметр вала в, см Статический проги в р, см
V j3/(2GK + GB)r 0,26 I-3 / Ок г 0в ) EJ ’ 3 8 '
. Ji ~\/ GKlt' ^(f(+f^+GB(f,+f2)Z
*6* ев ' 0,16 ^(f'l+f2)^68(fl+f2)
1 J/2 ' -i/(26B+0e)l' V 0,86 (^к , GGb )
Цн \ Ч-О 04)4 f cJ
1 -Ал Й / tGK(l-lj-) + |/ + Cfl~r ОДб lб+• Gg / Sty \
Чш пк EJ ' k8 388- '
(тр гоо -к _ 1 - мно- — 0,88 GBl3 192 Е J
=— ансмиссионный пирный вал)
Примечание . Ск,0в-вес колеса и вала-, Е-модуль упругости материала вала-, J-момент инерции вала-, i-число ступеней насоса-, _ Е>в 1% If 56в 1г 1ZEJ ’ ~ 384EJ ’ ,t._ &К (if + J ^/2 . ,t 3EJ ’ Г 28 EJ От 6 =—^--нормальное напряжение от суммарного осевого усилия Тос, Лакр кПа/смг(здесь дкр- диаметр вала из расчета на кручение).
70
статической несущей способности ит = 2,14-2,3. Для этих случаев
строят эпюры изгибающих моментов применительно к на-
груженной балке на двух опорах. В наиболее опасном сечении
вала определяются напряжения:
изгибающие ст язг=;
Р
растягивающие ст DacT=—;
Р
М ,та,
от кручения сткр—
Здесь W и ^р —моменты сопротивления; F—площадь сечения
вала, см2. Критическая частота вращения вала определяется
по методу Мора с построением упругой его линии и враща-
ющегося в воздушной среде под влиянием весовых нагрузок.
Методика расчетов—прочностных вала и его критической
частоты вращения — изложены в работах В. А. Марцинковского
[18] и других.
4,6. НАПРАВЛЯЮЩИЕ АППАРАТЫ
Направляющие аппараты осуществляют движение жидкости
от предыдущего колеса к последующему. Их устанавливают
внутри секции многоступенчатого насоса по плоской или
скользящей посадке. В направляющих аппаратах лопаточного
типа лопатки образуют отводящие обратные каналы; жидкость
из рабочего колеса поступает в радиальную решетку лопатки.
Аппараты канального типа более компактны, обладают мень-
шими гидравлическими потерями и сечение каналов увеличива-
ется от рабочего колеса к периферии и от периферии к колесу
следующей ступени.
Отвод жидкости в направляющем аппарате выполнен в виде
частичных спиральных камер, охватывающих выходное сечение
рабочего колеса, переходящее в диффузорные каналы прямо-
угольного сечения (рис. 4.4). Диффузорные каналы постепенно
переходят в подводящие каналы, обеспечивая поворот потока
жидкости в меридианной плоскости на 180° и равномерный
его подвод к рабочему колесу (рис. 4.5).
Гидравлические потери при этом составляют 20—25% от
общих потерь в ступени. Снижение потерь достигается высокой
частотой обработки и соблюдением точности геометрических
размеров. Материалы для изготовления направляющих ап-
паратов выбирают исходя из обеспечения их коррозионной
и эрозионной стойкости, прочности и литейных качеств с уче-
том физико-химических свойств шахтной воды. Для откачки
пресных шахтных вод применяют направляющие аппараты из
чугунного или стального литья, агрессивных шахтных вод—из
71
типа секционных шахтных
Рис. 4.4. Направляющий аппарат канального
насосов:
1—направляющий канал; 2 — расширяющий канал
Рис. 4.5. Входной участок
направляющего аппарата (й)
и схема спирального участка
(б)
нержавеющей стали марки 2X13 или пластмассы. Проверочные
расчеты направляющих аппаратов в целях проверки кинема-
тических, конструктивных соотношений и сохранения значения
КПД многоступенчатого насоса проводят при изменении
режимов работы, т. е. при изменении диаметра рабочего
колеса и частоты вращения, пересчете других параметров
72
насоса. Программа и алгоритм расчета направляющих ап-
паратов реализуется на языке Фортран IV (рис. 4.6).
В программу закладываются значение подачи, конструк-
тивные данные рабочего колеса и физико-химические свойства
шахтных вод. Определяют диаметр D3=(l,02-?- l,05)Z)2 и тол-
щину лопаток 83 направляющего аппарата (см. рис. 4.4).
Оптимальный зазор между рабочим колесом и лопатками
направляющего аппарата принимают A h=4—5 мм, а входная
величина b2 = b2 + (2-?-4) мм, определяется исходя из оптималь-
ного значения гидравлического и объемного КПД. Радиальные
Рис. 4.6. Алгоритм определения основных параметров направляющего аппарата
10-5042 73
и окружные составляющие скорости на входе в направляющий
аппарат рассчитывают с учетом стеснения потока жидкости
лопатками отвода. Коэффициент стеснения потока жидкости
НА выбирают аналогично коэффициенту стеснения при расчете
рабочего колеса. Оптимальное число каналов НА многоступен-'
чатого шахтного насоса должно быть менее восьми (z<8),
а сечение канала выбирается близким к квадратному при
изменении /?3 от 15 до 25 мм.
Спиральная часть направляющего аппарата очерчивается
по логарифмической кривой, рассчитываемой по уравнению
lgr=n^+lgr3’ (4-3)
где (ра — угол расширения диффузора; а4—угол наклона линии
тока жидкости при входе в диффузор направляющего аппарата;
г3— радиус направляющего аппарата.
Угол раскрытия диффузора фа по длине двух взаимно
расположенных плоскостей выбирают в пределах 4-?-6°, а угол
углубления канала по длине фдл 8—11°, что определяет
соотношение площадей jF4/jF3= 2,5 = 3 и «3//=3=4. При кон-
струировании направляющих аппаратов принимают во внима-
ние соотношения а3—угла наклона абсолютной скорости при
выходе из рабочего колеса с3т и конструктивные соотношения
диаметров:
Из ........:......................... 25 20 15 10
................................ 0,45 0,5 0,6 0,75
При расчете направляющих аппаратов принимают среднюю
скорость движения жидкости постоянной при турбулентном
. движении в зависимости от числа Рейнольдса.
Расчет на ЭВМ применительно к насосу ЦНС 850-960
позволил получить следующие размеры направляющего ап-
парата: и2 =47,1 м/с; z = 6; 83 = 10мм; /)3 = 612мм; а4 = 35 мм;
/4 = 320,3 мм; фо с = 6°56' и фра6 = 8°42' при длине 190 мм;
64 = 51 мм.
4.7. КОРПУСА ШАХТНЫХ НАСОСОВ
В применяемых в горной промышленности насосах корпуса
могут быть с горизонтальным разъемом по оси (спиральные
насосы), с осевым разъемом (секционные насосы) и двойные
(высоконапорные секционные насосы для водоотлива с глубоких
горизонтов шахт и рудников).
Корпус спирального насоса состоит из верхней
части—крышки и нижней—корпуса, который представляет
собой сложную отливку из металла. В корпусе выполнены
спиральные и кольцевые отводы, переводные каналы, водо-
74
проводящие полости; в его нижней части предусмотрены
всасывающий и нагнетательный патрубки. При отливке корпуса
должны быть обеспечены надлежащая прочность и пористость,
что проверяется гидравлическими испытаниями.
Горизонтальный разъем корпуса через ось насоса позволяет
контролировать состояние ротора и его внутренних водопро-
водящих каналов без отсоединения трубопроводов. Разъем
насоса уплотняется прокладкой толщиной 0,5—1,0 мм или за
счет металлического контакта тщательно обработанных поверх-
ностей крышки и корпуса. Уплотняющие усилия создаются
шпильками. Для работы при давлении до 5 МПа и откачке
пресных шахтных вод корпус насоса отливается из серого
чугуна (соблюдается высокая точность геометрических размеров
и чистота обработки проточной части). Если давление свыше
5 МПа, то применяют корпус насоса, отлитый из углеродистых
сталей. В каждом отдельном случае составляется расчетная
схема корпуса, форма которого близка по очертанию расчетной
с применением современных методов теории упругости и ал-
горитма с использованием ЭВМ на языке Фортран IV.
Расчеты корпуса спирального насоса на прочность трудны
из-за сложности формы [4, 15].
Корпус секционный (рис. 4.7), применяемый для мно-
гоступенчатых шахтных насосов, состоит из крышки всасыва-
ния, крышки нагнетания, комплекта и промежуточных секций,
соединенных между собой стяжными болтами. Крышки вса-
сывания и нагнетания являются базовыми деталями, в них
находятся всасывающий и нагнетательные патрубки, а также
опорные лапы, с помощью которых насос фиксируется на
фундаментной плите.
Крышка насоса изготовляется из серого чугуна либо
углеродистой или малолегированной стали, а секции — из
чугуна. Уплотняющие усилия на стыках секции создаются
стяжными болтами. В кронштейнах корпуса располагаются
подшипники для вала насоса и его концевые уплотнения.
КрЫшки насоса и промежуточные секции центрируются на
цилиндрических заточках, а стыки между секциями уплотняются
специальными кольцами. Расчет на прочность секции осущест-
вляется по общей теории оболочек. Для расчетной схемы
принимаются короткий цилиндр, жестко закрепленный в местах
сопряжений. Расчет на прочность базируется на теоретических
и экспериментальных разработках с использованием теории
упругости. Расчет ведут по допускаемым напряжениям или
на основании опытных данных по несущей способности
применительно к опробованным в шахтной практике насосам.
Секцию корпуса насоса рассчитывают как цилиндрическую
обечайку, нагруженную изнутри давлением ступени Р„. На
торцы обечайки действует распределенное осевое усилие Fo с,
Ю’ 75
Рис, 4.7. Конструкция корпуса шахтных насосов:
а—секционного (/ — крышка всасывания: 2—секция; 3— крышка нагнетания; 4— стяжной
болт, шпилька); б—двойного (1—наружный корпус; 2— внутренний корпус; 3—5 —
крышки нагнетания и всасывания; 4—шпилька)
создаваемое перепадом давления. Наиболее нагруженной счита-
ется первая ступень насоса, так как на нее действуют
максимальный радиальный перепад давления и осевая сила:
Г0.с = Рл(Л2-Л1)2. (4.4)
Растягивающие напряжения в обечайке определяются с учетом
запаса прочности по пластическим деформациям
. £=^
1,5-2,5.
(4.5)
Допускаемые напряжения в расчетах принимаются: для
чугуна <дтах = 25 0004-30000, для стали 80000—100000 кПа. При,
расчете корпуса секционных насосов на прочность встречаются'
большие трудности, вследствие сложности их формы и зна-
копеременных нагрузок. Методы расчета корпусов секционных
76
насосов изложены в работах В. А. Марцинковского и других
[22].
В процессе эксплуатации шахтных насосов возникает необ-
ходимость пересчета и проверки растягивающих усилий в стяж-
ных болтах при сборке насоса, если изготовлены они из
металла другой марки, если изменены число секций или
режим работы. Растягивающие напряжения в стяжных болтах
и крутящий момент соответственно:
<5z = 4Polzndj; (4.6)
где Zj, dr— число и диаметр (см) стяжных, болтов;
Ро = (1 — у)Р+Р2—суммарное усилие затяжки; Р—внешняя си-
ла, обусловленная давлением жидкости на крышку со стороны
выхода, МПа; Р2 = тр — усилие, действующее на промежуточ-
ные детали; т = 1,2 -?• 1,6 — коэффициент кратности, выбираемый
в зависимости от материала прокладки (резиновая, паро-
нитовая); % = 0,006 -? 0,008 — коэффициент основной нагрузки;
р—статическое давление внутри корпуса [22]. В зарубежной
горной промышленности для водоотливных установок глубоких
горизонтов при давлении 15—20 МПа применяют секционные
насосы с двойным корпусом. Секция насоса изготавливается
из высококачественного металла. Набор секций закрывается
корпусом, закрепляемым по неподвижной посадке. Наружный
корпус представляет собой стальной кованый или литой
цилиндр. К нему приварены входной и выходной патрубки
и опорные лапы. Внутренний корпус состоит из отдельных
секций, в которых размещаются направляющие аппараты.
Сборка и разборка насоса производится без демонтажа присое-
динительных трубопроводов.
Секционные шахтные насосы с двойным корпусом позволя-
ют применять одноступенчатые схемы водоотлива при давле-
нии 15—20 МПа. При этом обеспечивается внешняя герме-
тичность насосов, повышается безопасность эксплуатации и сни-
жаются шумовые характеристики.
4.8. РАЗГРУЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
В шахтных многоступенчатых насосах применяются два
вида гидравлических разгрузочных устройств для уравнове-
шивания осевых сил: система разгрузочного диска (в секци-
онных насосах) и симметричное расположение рабочих колес
(в спиральных насосах).
В рабочем колесе секционных насосов из-за отсутствия
симметрии относительно оси вращения возникает неурав-
новешенная гидравлическая сила, действующая в сторону
77
всасывания. При этом часть воды из последнего колеса
насоса через щель между дистанционной втулкой и втулкой
разгрузки поступает в разгрузочную камеру, смещая ротор
в сторону всасывания. Увеличивающийся между кольцами
гидропяты зазор вызывает падение давления в камере до
уравновешивания осевой силы. Давление в камере возрастает
и ротор насоса уравновешивается в новом положении.
Пространство за диском трубкой соединено с приемным
патрубком насоса.
Разгрузочное устройство автоматически уравновешивает воз-
никающую осевую силу, действующую на ротор, при этом
отпадает необходимость применения упорного подшипника
и обеспечивается равновесие ротора во всех режимах работы
насоса. .
Важное значение при этом имеет зависимость осевого
усилия от торцевого зазора h2.
При удлинении цилиндрической щели растут осевые размеры
насоса. При износе рабочих поверхностей диска и пластины
возможно возникновение «задиров» (рис. 4.8). В шахтных
насосах некоторых конструкций (ЦНСК 500-800) на валу за
Рис. 4.8. Разгрузочное уст-
ройство для уравновешива-
ния осевого давления насоса:
1 — гидропата; 2 — регулировоч-
ное кольцо; 3 — кольцо разгруз-
ки; 4—кольцо гидропяты; 5 —
втулка разгрузки; 6—дистанци-
онная втулка
78
гидропятой, устанавливаются пружины для отжима ротора
в сторону нагнетания.
При расчете гидропяты принимают следующие допущения:
ротор имеет жесткую конструкцию, его движение осуществ-
ляется в осевом направлении и устойчивость системы зависит
от объема камеры разгрузочного устройства [4, 11 ].
Размер радиального зазора у гидропяты принимают
h t = 0,2 -г- 0,4 мм, а торцевого зазора — в зависимости от диаме-
тра разгрузочного диска Z>p д:
Ррд, мм ................. 120 120—200 200—250 Выше 350
h2, мм .................. 0,08—0,10 0,10—0,15 0,15—0,2 0,18—0,25
Размер щелей выбирают таким, чтобы утечки были ми-
нимальные при минимальном торцевом зазоре.
Между значением осевой силы, действующей на диск пяты,
и количеством утечек в зазоре наблюдается линейная зави-
симость: чем больше осевая сила, тем меньше утечки.
Между вращающимся разгрузочным диском и неподвижной
пятой образуются две щели: цилиндрическая hY и
дросселирующая торцевая h2 с постоянным гидравлическим
сопротивлением, где происходит до 70% дросселирования
общего перепада давления.
Зазоры и h2 выбирают из условия надежности и уровня
технологии. Другие размеры выбирают в зависимости от
конструкции гидравлических разгрузочных устройств [45]. Сис-
тема разгрузки гидравлической пяты обусловливает значитель-
ный объем утечек, которые достигают 4% от номинальной
подачи насоса и увеличиваются при износе разгрузочного диска.
В процессе работы гидравлических разгрузочных устройств
износ уплотнительных колец и самого диска вызывает 30—40%
отказов в работе шахтных насосов, а увеличение осевой
силы—появление механического контакта.
При этом между вращающимися и неподвижными дисками
увеличиваются контактные давления, превышающие предельные
напряжения, и разрушается металл деталей. Кольца разгрузоч-
ных устройств из стали 40X13 обладают большой износостой-
костью при отсутствии механического контакта.
Износ уплотнения и разгрузочных дисков отрицательно
сказывается на работе шахтных насосов, так как достигает
2 мм и выше. На шахте им. Бажанова ПО «Макеевуголь»
в насосах ЦНС 60-66.330 и ЦНС 850-960 после 1500 ч работы
на неосветленных шахтных водах зазоры увеличиваются до 2—
3 мм, а объемные утечки—до 6% от подачи насоса.
На уплотнительные кольца гидравлического разгрузочного
устройства действует также перепад давления, равный половине
величины давления, развиваемого насосом. Например, для
насоса ЦНС 300-1300 перепад составляет до 6,5 МПа. В связи
79
Рис. 4.9. Износ неподвижного и вращающегося колец
гидравлического разгрузочного устройства насоса
ЦНС 300-120-600:
7—неподвижное кольцо; 2—вращающееся кольцо; --------
начальная, неизношеиная поверхность кольца;-----из-
ношенная поверхность кольца
Рис. 4.10. Зависимости осевой силы от значе-
ний зазоров в щелевых уплотнениях рабочих
Колес (7 — при средней величине зазора
Л2 = 0,3 мм, 2—то же, Л2=1мм) и напора
насоса (3— при среднем положении ротора,
Л2= 1,5 мм)
с этим . предъявляются повышенные требования в отношении
прочности к уплотнительным демпфирующим кольцам.
Недостаток современных разгрузочных устройств — возник-
новение кавитационных пусковых, процессов, сброс нагрузки
и ухудшение параметров работы насоса как следствие интен-
сивного износа колец.
Важное значение имеет линейный износ деталей разгрузочно-
го устройства (рис. 4.9). Принимая суммарный износ колец
разгрузочного устройства и среднее время наработки на отказ
для насоса ЦНС 180-540, получим скорость линейного износа:
8ср ——°’-' = 5,10~9 [22].
р zcp 3600 -548 L J
При значительном износе рабочей поверхности уплотнитель-
ных колец разгрузочного устройства возрастает осевая сила,
увеличивается биение ротора до 0,2—0,3 мм, снижаются напор-
ные характеристики и понижается КПД насоса.
Изменение давления в торцевом зазоре разгрузочного
устройства происходит по линейному закону.
На рис. 4.10 показана зависимость осевого усилия от напора
Н и зазора в торцевой щели. При износе торцевого уплотнения
от 0,3 до 1 мм осевая сила увеличивается вдвое, а напорная
характеристика насоса снижается на 14—17%. Отсюда видно,
80
как недостаточная износостойкость материала щелевых уп-
лотнений снижает эксплуатационные характеристики насоса.
Гидравлическое разгрузочное устройство работает надежно,
если в течение всего времени работы насоса действующее на
ротор осевое усилие не превышает максимального значения.
Исходя из условия надежности и с учетом уровня техно-
логии на рудоремонтных заводах на основании опыта экс-
плуатации шахтных насосов можно рекомендовать следующие
размеры зазоров в гидравлических разгрузочных устройствах:
/?! =0,154-0,3 мм при Л„<100мм; hr = [0,2 + (2/?о — 100) • 10] мм
при 2/?о^100мм; Aj / R2 = (0,8 4-1,2) 10 ~3 мм.
Повышение надежности гидравлических разгрузочных уст-
ройств обеспечивается благодаря: удачным конструктивным
решениям, устраняющим вероятность механического контакта
в торцевой щели; отсутствию перекоса рабочих поверхностей
неподвижного и вращающегося дисков без увеличения размеров
/?2; рациональному подбору материалов с увеличенным запасом
прочности несущей способности; разработке износостойких
щелевых уплотнений.
Экспериментальные исследования показывают, что на урав-
новешивание осевых сил в гидравлических разгрузочных уст-
ройствах расходуется от 4 до 10% мощности, потребляемой
насосом. Потери мощности в разгрузочных устройствах ис-
следуются как целевая функция при отыскании оптимальных
соотношений конструктивных параметров по программе «Форт-
ран IV»: Rr; Rq; R2; h2 и lr (см. рис. 3.9).
Общая потребляемая мощность расходуется на прокачку
жидкости через разгрузочное устройство и преодоление дис-
кового трения. Потеря мощности, обусловленная утечками,
определяется по эмпирической зависимости 7Vy=A Pg/r)r, где
Л Р—перепад давления на разгрузочном устройстве, значение
которого принимается равным давлению, развиваемым насо-
сом. Затраты мощности на дисковое трение складываются из
мощностей на трение: разгрузочного диска; по цилиндрической
поверхности радиусом /?2; по цилиндрической поверхности
радиусом Ro-, по торцевым поверхностям радиусов Rr и R2.
Задача условной минимизации целевой функции, алгоритм
которой является типовой задачей нелинейного программирования,
решается нахождением оптимальных соотношений на ЭВМ [5].
При высоком качестве изготовления и сборки шахтного
насоса перекосы в разгрузочном устройстве минимальны, а при
выполнении требований правил технической эксплуатации
уменьшается количество неполадок и повышается наработка
на отказ до 10 тыс. ч.
Уравновешивание осевой силы в спиральных
насосах. Радиальные силы в насосах со спиральными от-
водами возникают при нарушении нормальной работы, когда
11-5042 81
в режимах, отличающихся от оптимального, площади попереч-
ных сечений спиральных отводов не соответствуют количеству
жидкости, проходящему через них. При малых подачах ско-
рость потока по ходу движения в канале падает, а давление
возрастает^ при больших подачах, наоборот, скорость потока
по ходу движения в спиральном отводе растет, а давление
падает. При этом осевая сила достигает значительной величины
и размеры упорного подшипника допускают кратковременную
работу шахтного насоса в этих режимах.
Радиальную силу Pz, действующую на рабочее колесо,
вычисляют по формуле, предложенной ВНИИгидромашино-
строение,
Р. = Кр
/ f \ 2 ~
1-(^ Pg^KD2b2,
(4.7)
где Л^р = 0,36—коэффициент, -зависящий от быстроходности ns\
Q\— текущая подача, м3/с; Q опт—оптимальная расчетная
подача, м3/с; Нк — напор, создаваемый колесом насоса, м;
Ь2 — ширина колеса на выходе, включая толщину дисков, мм.
Сила Pz для режима б'1<бОПт направлена под углом
около 100° к оси X и под углом около 300° при б'1>бопт.
Уравновешивание осевого усилия в роторе многоступен-
чатых (спиральных) насосов осуществляется путем встречного
расположения колес (рис. 4.11). При равных размерах колес
создаются одинаковые напоры и в нормальных условиях
возникают равные, но противоположно направленные осевые
усилия, обусловливающие равновесие ротора в целом. Осевое
усилие в насосах с такой системой уравновешивания может
возникнуть при кавитационном срыве первой ступени, износе
уплотнения с какой-либо одной стороны или в диафрагме,
разделяющей колеса. В этих условиях возникает сильный
поток жидкости из камеры напорной ступени в область
всасывающей ступени.
А. А. Ломакин установил, что, с увеличением утечек через
уплотнения в насосе осевое усилие увеличивается почти в 3 раза.
При этом большое значение имеет смещение ротора в осевом
направлении.
Существенным моментом в практике эксплуатации шахтных
центробежных насосов является разгрузка осевого давления.
Смещение ротора в осевом направлении, происходящее из-за
1 2 3 6 5 4
Рис. 4.11. Расположение колес в мно-
гоступенчатых спиральных насосах
для уравновешивания осевого давле-
ния (по принципу симметрии)
82
неправильной установки или изнашивания разгрузочного уст-
ройства, ведет к несовпадению каналов рабочего колеса
с каналами направляющего аппарата. Это, в свою очередь,
вызывает утечку воды у входа в одну камеру и подсасывание —
в другой, в результате изменяется осевое давление и насосный
агрегат выходит из строя. Например, при испытании трех-
ступенчатого насоса 5МС-10 осевое усилие превышало 2,5 кН,
причина — неправильная сборка насоса и неуравновешенность
сил.
При эксплуатации шахтных насосов, особенно работающих
на глубоких горизонтах при высоких давлениях, необходимы
строгий контроль за правильностью сборки и соблюдение
правил эксплуатации.
4.9. УПЛОТНЕНИЯ В НАСОСАХ
Применяемые в насосах уплотнения подразделяются на
нагрузные (концевые) вала и внутренние ступени. Уплотнения
служат для обеспечения необходимой степени герметизации
при малом трении и незначительном износе контактных
поверхностей, а также предупреждения чрезмерного нагрева
механизма от действия сил трения. Установка уплотнений
должна допускать их быструю замену. В шахтных насосах
часто применяют контактные сальниковые концевые уплотне-
ния. Сальниковое уплотнение вала насоса ЦНС 180-85-425
(рис. 4.12) представляет собой многослойную плетеную пень-
ковую набивку, пропитанную антифрикционным составом
Рис. 4. J2. Гидравлическое уплотнение ва-
ла насоса ЦНС J 80-85425:
1 — передняя пазуха; 2—отверстие в крышке;
3—крышка всасывания; 4—втулка гидрозат-
вора; 5—сальник; 6—рубашка вала
83
11*
ПП-13. Кольца набивки устанавливают с относительным сме-
щением разрезов на 120°. В целях гидравлического уплотнения
вода цз передней пазухи первого колеса через отверстие
в крышке всасывания подается на втулку гидрозатвора.
Образовавшееся жидкостное кольцо препятствует подсосу воз-
духа через сальник. Часть воды проходит через зазор между
рубашкой вала и втулкой гидрозазора в первое колесо,
а остальная просачивается через сальник с расходом 0,5 л/мин.
Сальниковые уплотнения работают при давлении перед
сальником до 1 МПа при окружной скорости до 20 м/с.
Сведения о материалах набивок для сальниковых уплотне-
ний шахтных насосов регламентированы стандартами
(табл. 4.3).
Сальниковые кольца изготовляют из грубошерстного (ГОСТ
118—81) и полугрубошерстного (ГОСТ 6208—71) войлока для
насосов, работающих при окружных скоростях до 2 м/с,
Таблица 4.3
Материалы для прокладок и сальников
Материал прокладки или набивки Предельные значения па- раметров материала Примечания
Давление, МПа Температу- ра, ’С
Про Асбестовый картон, ГОСТ 23779—79 Асбостальные листы, ГОСТ 12856—75 Шнур асбестовый, ГОСТ 1779—83 Картон пропитанный, ГОСТ 3135—82 Латунь Л-62, ГОСТ 2205— 75 Медь М3, ГОСТ 495—77 гладочные 1,0 1,0 1,0 1,6 30 35 м атер и aj 200 200 300 120 300 300 1Ы
Паронит ПОН, ГОСТ 481—80 Паронит ПОН-1, ГОСТ 481—80 Резина листовая, ГОСТ 7338—74 Шнур резиновый масло- стойкий, ГОСТ 6467—79 Фибра листовая, ГОСТ 14613—83 Высоколегированные кор- розионностойкие стали XI3, Х18Н101, 0x18 Н101 и др., ГОСТ 5632—72; ГОСТ 20072—74 2,5 2,5 1,6 1,6 1,5 50,0 200 100 50 50 100 580 Общего назначения
84
Продолжение табл. 4.3
Материал прокладки или набивки Предельные значения па- раметров материала Примечания
Давление, МПа Температу- ра, С
Набивка сальнике в (ГОСТ 5152—84)
АПС 30 200 Плетеная, графитовая, сухая; скорость сколь- жения 17 .м/с
АПП 32,5 200 Пропитанная антифрик- ционным составом; ско- рость 15 м/с
АПРПС 35 230 Плетеная с латунной проволокой, прорези- ненная, графитиро- ванная, сухая; скорость 15 м/с
АПРППП 90 200 Пропитанная антифрик- ционным составом; ско- рость 15 м/с
АГ 38 200 Плетеная, проклеенная с графитом, нсасбсс- товая, плетеная; ско- рость 15 м/с
ЛП 16 130 Из лубяных волокон, пропитанная жировым антифрикционным сос- тавом; скорость 15 м/с Плетеная с тальковым сердечником; скорость 15 м/с
ХБРП 20 100
а также тонкошерстного войлока (ГОСТ 288—72) — соответст-
венно до 5 м/с.
Нормальная работа набивочного узла сальника обеспечива-
ется смазкой трущихся поверхностей и отводом тепла, об-
разовавшегося в результате трения, путем подачи воды 15—
25 л/ч.
Сильная затяжка сальниковых уплотнений приводит к их
перегреву и «задирам» поверхности, контактирующей с набив-
кой. Шнуры выполняют скручиванием и плетением из пеньки,
льна, асбеста и джута с последующей пропиткой графитом,
смолами и техническими маслами. Рекомендуемая толщина
набивки
при <7в<100мм
.?=2/Зч/Х
при <7в>100
мм.
(4.8)
(4.8а)
и
85
Прокладочные материалы и сальниковые набивки применя-
ют для уплотнений вала, межступенчатых уплотнений и других
видов соединений в шахтных насосах. Мощность, теряемая
на трение в сальниках, определяется глубиной и способом
набивки, давлением перед сальником, частотой вращения
и применяемой смазкой:
^тр.с = — — Ро е *-1 , (4.9)
30 и2 \ /
где /ц и s — внутренний радиус и толщина кольца набивки;
Pi = 0,02 — коэффициент трения движения; ц2 = 0,05 — ко-
эффициент трения покоя; Ро — избыточное давление перед
сальником, Па; - = 4 = 6—отношение размеров коробки саль-
S
ника; ц — коэффициент трения, равный 0,01—0,1.
Согласно экспериментальным исследованиям, потери мощ-
ности на трение в сальниках (насос ЦНС 850-960) составляют
290—310 кВт, что является их существенным недостатком. К их
недостаткам следует отнести также быстрый износ уплотняюще-
го материала и защитной рубашки вала, который возрастает
при повышенной вибрации ротора. В связи с этим сальниковые
уплотнения требуют постоянного контроля и периодического
подтягивания крышки. Расчет сальниковых уплотнений приве-
ден в литературе [8]. Опыт эксплуатации показывает, что при
использовании качественной набивки сальника в правильной
конструкции узла и тщательном монтаже сальниковые уплотне-
ния имеют наработку на отказ до (5=10)103ч.
Торцевые уплотнения получили широкое распростра-
нение в шахтном насосостроении благодаря незначительным
пропускаемым утечкам (0,05 л/ч), большой долговечности,
возможности использования при высоких давлениях, отсутст-
вию необходимости постоянного наблюдения и небольшой
подверженности вредному влиянию вибрации ротора.
Конструкции торцевых уплотнений применяют с внешним
и внутренним подводом уплотняемой среды, одинарные и двой-
ные. В качестве пары трения в торцевых уплотнениях ис-
пользуются хромо-никелевые стали с силицированным графи-
том, стали 30X13 с фторпластом, бронзы и др. Как вторичное
уплотнение уплотняющего элемента в торцевых уплотнениях
применяют резиновые кольца и фторполимеры. Мощность
трения, расходуемая в торцевых уплотнениях,
#=4,04Ч0~66(б/нар + б/вн)Ри/; (4.10)
где b — ширина пояса, см; /1ар, /)Н— наружный и внутренний
диаметры уплотнений, см; /=0,05 = 0,015 — коэффициент трения;
Р—контактное давление, кПа.
86
Рис. 4.13. Схемы уплотнений ступени насоса
Размеры элементов торцевого уплотнения выбирают исходя
из условий минимума информации, возникающих из-за нерав-
номерности температурного поля и действия сил давления.
В многоступенчатых шахтных секционных насосах высокого
давления (15—20 МПа) применяют гидростатические торцевые
уплотнения с саморегулирующимся зазором, что повышает
надежность их работы [4].
Уплотнения рабочих колес. Кроме того, что каж-
дая ступень насоса снабжена уплотнением рабочего колеса,
имеются и межступенчатые уплотнения. Уплотнительные
кольца запрессовываются или крепятся винтами к корпус-
ным деталям. Длина щели в уплотнениях зависит от гео-
метрии проточной части и межступенчатого расстояния.
Наиболее простые — однощелевые уплотнения (рис. 4.13, а)
и однощелевые с козырьком (рис. 4.13, б), которые облада-
ют повышенным коэффициентом сопротивления щели
и снижают возмущающее действие основного потока на
входе жидкости в рабочее колесо, меньшим на 20—30%
гидравлическим сопротивлением, чем у уплотнения с на-
клонными козырьками (рис. 4.13, в). Конструкция уплотне-
ния с внезапным расширением щели (рис. 4.13, г) снижает
утечки на 10—15% по сравнению с однощелевыми уплот-
нениями.
В многоступенчатых насосах для снижения объемных утечек
применяют трехщелевые уплотнения (рис. 4.13, д), обладающие
высоким коэффициентом гидравлического сопротивления и яв-
ляющиеся вместе с тем источником дополнительных вибраций
ротора. Наибольшее распространение в шахтных насосах
получили однощелевые (рис. 4.13, е) и двухщелевые
(рис. 4.13, ж) уплотнения. В них могут возникать радиальные
силы, увеличивающие эксцентриситет, что и является причиной
повышенных колебаний ротора. Величину максимального за-
зора вследствие износа уплотнительных колец рассчитывают
по эмпирической формуле 6 = 0,3-?0,004£>у, где Dy — диаметр
87
уплотнений. Напор, теряемый в переднем уплотнении колеса
при нормальном состоянии уплотнений,
Ну.к = Нк-иЛ , (4.11)
og [_ уь’г у
где Нк—статический напор колеса, м; Dy—диаметр уплот-
няющего колеса, м. Коэффициент расхода при однощелевом
уплотнении
(4.12)
Д/
/—+1,5
у и .
где А, = 0,004+-0,006— коэффициент гидравлического трения; I—
длина щели уплотнения; b — ширина зазора. Коэффициент
А, зависит от числа Рейнольдса и качества поверхности стенок
уплотнения. Материал уплотнительных колец должен иметь
хорошую эрозионную и коррозионную стойкость, чтобы не
происходило задирания в паре с материалом рабочего колеса.
Для чугунных и стальных рабочих колес уплотнительные
кольца изготовляют из термообработанной стали 2X13. Уп-
лотнительные кольца из стали 1Х18Н9Т имеют хорошую
эрозионную стойкость, но плохо сопротивляются задиранию.
Расчет уплотнительных колец на прочность сводится к опре-
делению размеров, при которых кольца под действием перепада
давления не подвергались бы деформации.
Результатом расчетов, выполненных применительно к шахт-
ному насосу ЦНС 850-960, являются данные, которые могут
быть использованы при эксплуатации: средний расчетный зазор
уплотнения 6 = 0,45 4-0,5 мм; напор, теряемый в уплотнении
на входе в рабочее колесо, //у.к = 85+-90 м; скорость в зазоре
уплотнений на входе в колесо пвх = 24 —26 м/с; окружная
скорость в уплотнении по ступице колеса пст= 13—15 м/с;
число Рейнольдса для уплотняющей щели по ступице колеса
Рс= 18000 т-18500 (т. е. режим течения в щелях—турбулентный).
4.10. ПОДШИПНИКИ НАСОСА
В шахтных насосах находят применение многие виды
подшипников скольжения или качения. В корытообразных
кронштейнах корпуса насоса крепятся корпуса подшипников,
в которых устанавливаются подшипники как основные опоры
вала насоса.
Подшипники подразделяются на радиальные — воспринима-
ющие радиальные усилия и упорные — воспринимающие осевые
усилия, которые действуют на ротор. Для насосов участкового
и главного водоотлива в качестве радиальных опор применяют
88
шариковые подшипники, основные преимущества которых —
минимальные потери на трение, небольшие размеры и спо-
собность воспринимать радиальные и осевые усилия.
Внутренняя обойма подшипников устанавливается по плот-
ной посадке, а наружная — в корпусе насоса по скользящей
посадке. Расчет и выбор шариковых и роликовых подшипников
осуществляют так же, как и при расчете деталей машин.
Подшипники качения для шахтных насосов выбирают в за-
висимости от диаметра вала, соблюдая основные допуски,
допустимую величину биения и класс точности: 0; 6; 5;
4 и 2 (ГОСТ 520—71).
Класс точности подшипника качения в зависимости от
диаметра вала
-Диаметр вала, мм ................. До 50 50—120
Класс точности подшипника, мкм, не
более ......................... 20; 10; 7; 4 25; 12; 8; 6
Диаметр вала, мм .............. 120—250 250—315
Класс точности подшипника, мкм, не
более ......................... 30; 15; 10; 8 35; 17; 12
При этом обращается внимание на величину радиального
биения дорожек качения, внутреннего и наружного кольца,
торца подшипников.
Опыт эксплуатации шахтных насосов показывает, что при
замене подшипников качения в условиях рудоремонтных за-
водов при частоте вращения 1500 мин “1 и удельном дисбалансе
14 мкм целесообразно применять подшипники класса 0. Для
насосов с частотой вращения 3000 мин “1 и удельным дис-
балансом 8 мкм требуются подшипники 6 класса точности.
Основные преимущества шарико- и роликоподшипников —
минимальные потери мощности на трение, небольшие размеры,
легкая замена, способность воспринимать радиальные и осевые
усилия.
Принцип работы подшипников качения основывается на
гидродинамической теории смазки [4]. Мощность, теряемая
на трение в радиально-сферических двухрядных роликовых
подшипниках
Д7=0,49-КГ5/пр^вСО, (4.13)
где /пр = 0,004 — приведенный коэффициент трения; Р—нагрузка
на подшипник, Н; </—диаметр вала, мм.
Натурные исследования на насосах ЦНС 850-960 показали,
что мощность, расходуемая на трение со стороны всасывания
и нагнетания, составляет от 0,15 до 0,2% мощности элек-
тропривода насоса. Вибрация насосов в натурных условиях
определяется амплитудой колебаний корпуса подшипника,
допустимые значения которых принимаются в зависимости
от частоты вращения вала:
89
12-5042
Частота вращения вала, мин * ...................... 1000 1500 3000
Допустимая вибрация, мкм ........................... 100 80 40
При высоких окружных скоростях подшипников качения
их работоспособность снижается и происходит разрушение
внутренней или внешней обоймы. Возникающее при этом
аварийное состояние для системы ротора требует выполнения
периодических виброграмм и устранения дисбаланса ротора.
Для примера рассмотрим опоры ротора насоса ЦНСГ 850-960,
где используются сферические роликовые двухрядные подшип-
ники и в месте выхода вала из корпуса подшипников
установлены резиновые монтажные уплотнения для предохра-
нения от попадания шахтной воды в обоймы подшипника.
При отсутствии ударных нагрузок наработка подшипников
насоса на отказ превысила 10 тыс. ч.
Для смазки подшипников широко применяют консистентные
смазки ЦИАТИМ 203 (ГОСТ 8773—73) или УТ-2, консталин
жировой (ГОСТ 1957—73) и др. В насосах, используемых на
глубоких горизонтах рудников и шахт, в качестве радиальных
опор применяют подшипники скольжения, которые при пра-
вильной эксплуатации показывают надежную работу.
Вкладыши подшипников устанавливают в сферической рас-
точке кронштейнов. Масляная ванна подшипников охлаждается
водой, выходящей из разгрузочного устройства. В подшипниках
скольжения чаще всего применяются баббиты — антифрикци-
онные легкоплавкие сплавы на основе олова или свинца
с более твердыми включениями (медь, сурьма, никель и др.).
Пластичная основа баббита способствует равномерному при-
леганию и прирабатываемости вкладыша подшипника к валу;
твердые включения служат опорой, воспринимающей ударные
нагрузки. В шахтных насосах согласно ГОСТ 1320—74 при-
меняют оловянные баббиты (588, 583, Б83С) и свинцовые
(Б16, Б11, БС6).
Допускается температура подшипников до 80 °C и ско-
рость скольжения до 60 м/с. Диаметральный зазор в под-
шипниках скольжения выбирают в зависимости от диаметра
вала:
Диаметр вала, мм .................... 50—80 80—120 120—180
Зазор, мм:
верхний .’........................... 0,10—0,18 0,16—0,24 0,24—0,36
боковой ........................... 0,005—0,09 0,08—0,12 0,12—0,18
Конструкция подшипника должна обеспечивать надежную
смазку. Для этого во вкладышах выполняют специальные
спиральные канавки. Подшипники скольжения смазываются
жидким маслом принудительно с помощью маслонасоса или
посредством смазочных колец (кольцевую смазку применяют
при окружных скоростях шейки вала до 8 м/с).
90
Для смазки используют турбинные масла Т22, ТЗО, Т46
(ГОСТ 72—74) или турбинные масла с присадками, улучша-
ющими антиокислительные и антикоррозионные свойства масел
(ГОСТ 9970—74).
Конструкции некоторых шахтных насосов допускают на-
личие остаточного неуравновешенного осевого усилия, особенно
в спиральных насосах, которое воспринимается упорным
подшипником. Устанавливаемые либо два радиально-упорных,
либо один радиально-упорный подшипник скольжения вос-
принимают остаточные осевые усилия в спиральных насосах
в двух направлениях.
Рассчитывают упорный подшипник по осевому усилию,
возникающему при максимальном износе уплотнений группы
рабочих колес в спиральном насосе, направленных в одну
сторону.
Вопросы конструирования, изготовления и эксплуатации
подшипников подробно освещены в работах [8, 38]. Порядок
расчета и выбора подшипников с реализацией по программе
«Фортран IV» следующий: относительная длина подшипника
/; коэффициент несущей способности JVH; минимальный зазор
Д/г; коэффициент торцевого расхода смазки q\ расход смазки
2сМ; мощность трения тепла, выделяющегося при трении <угр;
повышение температуры масла Д/°.
Расчетные размеры, особенно для подшипников скольжения
высоконапорных шахтных насосов, /; Д/г; Д/; К„; q и др.
выводятся на дисплей или алфавитно-цифровое печатающее
устройство.
5. ХАРАКТЕРИСТИКИ ШАХТНЫХ НАСОСОВ, РАБОТА
В СИСТЕМЕ И РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ*
Насосный агрегат и внешняя сеть (трубопровод) образуют
единую систему, где механическая энергия привода передается
в виде гидравлической энергии во внешнюю сеть. Устойчивость
системы обусловливается сохранением ее энергетического и ма-
териального баланса. Внешняя сеть системы характеризуется
значительной протяженностью, и динамические процессы в ней
протекают на несколько порядков продолжительнее, чем в са-
мом насосе. Поэтому при анализе переходных процессов
в системе насос -—трубопровод генераторы гидравлической
энергии можно считать безынерционным звеном и при ис-
следовании динамики системы использовать ее статические
характеристики. Аналитические зависимости рудничных цент-
робежных насосов и самой сети позволяют реализовать
* Раздел написан совместно с В. В. Мазуренко.
91
12
программу на языке «Бейсик» или «Фортран». Исходную
информацию для построения графиков системы вводят в про-
грамму и получают в виде полинома второй или третьей
степени (см. подразд. 5.2). Для аналитического выражения функ-
ции точки кривых обрабатывают методом наименьших квад-
ратов, а по сформированным графикам функции определяют
оптимальный режим системы и область применения насоса,
где напорная характеристика обусловливается зависимостью
развиваемого напора от подачи и характеристики сети.
5.1. ГРАФИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСОВ
Центробежные насосы регламентируются индивидуальными
характеристиками, по которым устанавливают основные па-
раметры насоса, выраженные графически или аналитически.
Рабочими характеристиками насосов (рис. 5.1) называют
индивидуальные характеристики: напорную Я=/(б); мощности
2/=/((2), допустимого кавитационного запаса Д/г=/(0,
КПД Г] =/(£). Характеристики мощности и КПД являются
энергетическими характеристиками; оптимальным энергетиче-
ским режимом работы насоса считается режим при наибольшем
значении КПД. За номинальные принимают параметры при
максимальном значении КПД или при возможно близких
к нему значениях (номинальные основные параметры указыва-
ются в технической характеристике насоса). Область промыш-
ленного применения насоса определяется диапазоном значений
Рис. 5.1. Индивидуальные характеристики
центробежного насоса:
N—мощности; Е—удельных энергозатрат;
И—напорная; г; — КПД; Ай—допустимой вы-
соты всасывания
92
КПД 0,85—0,9 от максимального. Левая и правая границы
области использования отмечаются на графически представ-
ленных характеристиках. При определении параметров рабочего
режима намечается область его использования на характеристи-
ке Q — Н. Характерными точками напорной кривой насоса,
согласно рассматриваемому рисунку, являются точки М, К и С,
которые соответствуют: М—напору насоса при закрытой
задвижке; К—максимальному напору (слева от точки К зона
неустойчивой работы — МК, справа — зона устойчивой работы
KL); С—подаче насоса при максимальном КПД (обычно
точка С располагается ниже точки М). При этих условиях
насос преодолевает геометрическую высоту подъема из шахты
и гидравлические сопротивления системы, создает необходимый
скоростной напор.
Для осуществления современных энергосберегающих техно-
логий предполагается учет энергозатрат при откачке вод на
этапе выбора типа шахтного насоса. При этом целесообразно
использование характеристики удельных энергозатрат. Эту же
характеристику сравнительно недавно стали применять и при
выборе и оценке режимов работы насоса и систем водоснабже-
ния. Характеристику удельных энергозатрат получают как
отношение мощности к единице веса перекачиваемой воды
£==3,6-10^=Я
pg£ п
По формуле (5.1) размерность удельных, затрат — Дж/Н,
напор — м. При средней плотности шахтных вод 1020 кг/м3
удельные затраты могут быть пересчитаны в кВт-ч/м3 путем
умножения на коэффициент:
-^-7 = 2,78-10’3 кВт-ч/м4. (5.2)
3,6-Ю6 ’ ' v 7
Характеристика удельных энергозатрат (рис. 5.1) — крутопадаю-
щая, не имеющая оптимума. В области промышленного
использования в связи с этим при увеличении подачи насоса
удельные затраты энергии на откачку воды снижаются.
Для характеристики удельных энергозатрат можно ис-
пользовать другой критерий (кВт-ч/м4) — отношение мощности
к единице напора насоса [23]:
Aya.3 = N/QH, (5.3)
что с учетом выражения мощности имеет вид
Ад.3=Р£/3,6-ЮбП- ' (5-4)
По напорным характеристикам шахтных насосов можно
определить режимы: оптимальный, номинальный и режим,
93
И,кВг H,m i,7o
150 - 80
Н,м
70
60
N,kBt 50
60
-i.%30
60
1^
Hat. ton,M 100
Ыб
J2
-во
N,kBt
^Sc.Son>M
- 6
-4
- 2
70
50-70-50
30
25L 60L
0 100 200 300 600 Q,m3/4
0 50 1001502000,м3/ч
0
1000
ООО
600
600
200
4h.M
:70 14
jo
30 12
bo 10
0 200 600 600 600Q,M3/4
Ж
ЧМ
\80
SO
-60
-20-
Н,м
M
120
,,100
lo
.80
-so
'60
20
160
160
120
100
80
'0 100 200 ЗООЦ,м3/ч
Рис. 5.2. Характеристики секционных насосов главного водоотлива:
я—ЦНС 105-98-490; б—ЦНС 180-476 - 680; в—ЦНС 180-85 - 425 (Нр Я,1С доп, П1)
и ЦНСК 180-85—425 (Н2, N2, Н№юа, ц2); г—ЦНСК 500-160 - 800; д—ЦНСГ 850-240-960
(промышленные испытания); Н—напорная характеристика; H=Hl+RQ2—характеристика
сети, р —КПД); е—ЦНС 300-780-1300 (Н„ Дйп ц,) и ЦНС 300-650-1040
(Н2, #2, ДЛ2 и т|2); ж—подкачивающего ВП-340— 18Л
обеспечивающий заданные технические параметры насоса.
При этом выделяется рабочая часть характеристики, в пределах
которой допускается длительная эксплуатация насоса. Крутизна
характеристики определяется отношением (Нтах — Н0ПТ)/Н0ПТ
в рабочей ее части. Для шахтных насосов она равна
0,2—0,25. При нулевой подаче мощность имеет минимальные
значения:
е
?
tf=//r+W
#о = (0,4-0,6)ДГопт.
94
(5.5)
Рис. 5.3. Характеристика спиральных насосов главного водоотлива:
а—ЦН 4004-105 при различных диаметрах рабочего колеса (/ — /)2 = 445 мм,
2—/>2=420 мм, 3—/>2' = 390 мм), р, N, б—ЦН 1000=180 при различных диамет-
рах рабочего колеса (/—/)2 = 590 мм, 2— £>'2 = 545 мм), ZZ, ^, т|; в—ЦН 900/360 или
14М-8х4 [Н,„„— напор (экспериментальный), /7аа„—напор (типовой), А, Г| КПД, 1 —
характеристика сети]
Всасывающую способность определяют кавитационные ха-
рактеристики, представляющие собой зависимость основных
параметров насоса от кавитационного запаса [43]. Характе-
ристики насосов главного и участкового водоотливов и погру-
жных насосов, используемых для осушений месторождений
полезных ископаемых, приведены на рис. 5.2—5.5.
5.2. АНАЛИТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСОВ
Возможности графических методов для расчета режимов
работы шахтных насосов ограниченны и не позволяют
получить аналитические зависимости между основными па-
раметрами в обобщенном виде и вскрыть общие зако-
номерности в исследуемых режимах работы шахтных насосов.
Благодаря использованию ЭВМ, можно получить индиви-
дуальные характеристики насосов в виде аналитических за-
висимостей и, применив методы математического анализа,
исследовать - их режимы работы. По аналитическим харак-
теристикам можно установить физическую сущность про-
текающих процессов, определить присущие системе насос —
трубопровод закономерности. Полученные характеристики
95
Рис. 5.4. Характеристики насосов участкового и вспомогательного водоотлива:
а—ЦНС 38-44 = 220; б—ЦНС 60-68 = 330 и ЦНСК 60-66 — 330 (в кислотоупорном
исполнении); в—К-60М; г — Н-1М (турбонасос) при различных давлениях сжатого воздуха
Р и частоте вращения ротора п (7—/’=0,45 МПа, « = 5700 = 7000 мин-1; 2 — Р=0,4 МПа;
«=57004-6300 мин-1; 3—/>=0,35 МПа, « = 5200 = 5800 мин-1; 4—Р=0,3 МПа,
« = 4800 - 5600 мин-1; 5— Р=0,25 МПа, «=4500-4800 мин-1; 6—/>=0,2 МПа,
« = 4200 = 4400 мин ’); д—винтового 1В20/10 (-) и 1В20/5 (-)
объектов можно использовать в системе автоматического
регулирования и разработать алгоритм для ЭВМ в целях
расчета сложных систем и объектов. Используются
трехчленные напорные характеристики
H=H0 + AQ-BQ2: ,, (5.6)
характеристика КПД
T\ = aQ — bQ2 + cQ2; (5.7)
характеристика сети
H=Hr + RQ2. (5.8)
В формулах (5.6) — (5.8): НГ — геометрическая высота нагнета-
ния, м; R—постоянная трубопровода; А, В, а, с—эмпирические
96
Рис. 5,5 Характеристики погружных насосов с электродвигателем и трансмисси-
онным валом:
а—ЭЦВ12-255 - 300; б—ЭЦВ14-200^-300К; в—ЭЦВ16-375н-176; г—с трансмиссионным
валом ЦТВ10-100 —80 (--) и ЦТВ14-400 - 60 (---)
коэффициенты индивидуальных характеристик конкретных ти-
пов насосов (табл. 5.1 и 5.2).
Однако решения аналитических зависимостей (5.6) — (5.8)
громоздки и не всегда позволяют составить уравнение относитель-
но искомых параметров. Тогда можно использовать опыт расчета
сложных водопроводных систем с центробежными насосами, для
которых аналитическое описание напорных характеристик осуще-
ствляется на основе уравнения квадратичной параболы [11, 34].
Уравнение напорной характеристики центробежного насоса
в графическом изображении весьма близко к параболе и может
быть представлена зависимостью, идентичной зависймости
напорной характеристики трубопровода. Получаемые зависи-
мости— компактные и более простые, удобные для выполнения
расчетов и анализа.
С учетом изложенного напорную характеристику центробеж-
ного насоса можно представить в более простой форме:
H=H^-SrQ2,
13-5042
(5.9)
97
Таблица 5.1
Постоянные коэффициенты индивидуальных характеристик шахтных центробежных насосов
Насос Число рабочих колес Параметры напора Удельные затраты Параметры кавитаци- онного запаса
Нф_., М Ч2/М5 кВтх х ч/м GK, кВт
Д/1ф, м D, ч2/м5
ЦНС 60-50 -250 Номиналь 2—10 ная часто 29,4 та враще! 1,2220~3 1ия 1475 ми 4,7710“2 н'1 3,41 1,12 5,1210'4
ЦНС 180-85-4425 2—10 50,6 2,5110~2 8,6910“2 14,4 0,41 1,1910“4
ЦНС 300-120 — 600 2—10 73,0 1,4610“4 10,810“2 39,0 2,59 2,0810'5
ЦНС 300-120-4- 600 2—10 70,6 1,2410“4 11,010“2 39,2 2,34 3,1610'5
ЦНС 500-160--880 2—11 97,5 7,0610'5 20,410'2 48,9 1,31 1,4210'5
ЦНС 850-2404-960 2—8 155 5,4610~5 13,010“2 26,2 — —
ЦНС 38-444-220 Номиналь 2—10 ная часто 29,4 та враще! 4,1710“3 лия 2950 ми 2,0410“2 н'1 2,53 0,85 1,6710“3
ЦНС 60-66-330 2—10 43,0 2,8310'3 4,2810“2 5,09 2,16 6,3510“4
ЦНС 60-664-330 2—10 41,3 2,4510'3 3,0510“2 6,10 1,49 9,7210“4
ЦНС 105-984-490 2—10 61,8 1,2110“ 3 7,1710“2 13,9 2,14 3,2310“4
ЦНС 180-5004-900 5—9 113 4,1410'4 23,510“2 26,2 2,53 7,9610'5
Таблица 5.2
Аналитические характеристики шахтных секционных насосов
Насос Частота враще- ния, мин”1 Коэффи- циент бы- строход- ности ns Формулы для расчета
напора (м) рабочего колеса: H=H? + AQ-BQ2 КПД насоса: y\ = CiQ-C2Q2-CiQ2
ЦНС 38-44-220 2950 88 77=26,8 + 0,1682-0,007872 2 Т| = 0,042-0,000732 2 + 0,00000323
ЦНС 60-50-250 1475 70 77=27,8 + 0,0772 - 0,001992 2 Т| = 0,0222 - 0,0002222 + 0,00000042 3
ЦНС 60-66^330 2950 60 Н = 40,4 + 0,0512 - 0,002872 2 Т| =0,0202 - 0,000162 2 + 0,000000123
ЦНС 105-98-460 2950 100 77 = 53,5 + 0,1682 - 0,002002 2 Т] = 0,0132-0,000008 2 2 + 0,0000012 3
ЦНС 180-85 4- 425 1475 70 77 = 48,5 + 0,0602 - 0,000542 2 л=0,0092 - 0,0000032 2 + 0,00000223'
ЦНС 180-76 = 880 2950 100 77 = 75,0 + 0,1392-0,000982 2 Т| = 0,668 10"22-0,117 -10“422 + 0,017 -10-623
ЦНС 180-500 = 900 2950 100 77= 105,5 + 0,9962-0,000702 2 т]=0,851 • 10“22—0,276-10’422+0,014-10-623
ЦНС 300-1204-600 1475 70 77=66,9 + 0,0402 - 0,000222 - т|=0,597-10~22-0,146-10-422 + 0,0096 10“®23
ЦНС 300-7004-1040 2950 100 77 = 122,4 + 0,0562 - 0,000452 2 ц = 0,560 -10“22-0,127-10"422+0,0076-10“623
ЦНС 300-7804-1300 2950 100 77= 142 + 0,0872 —0,000462 2 т] = 0,529 • 10-22 —0,113 • 10”422 + 0,0057 10“623
ЦНСК 500-1604-800 1475 70 77 = 81,2.+ 0,0242-0,0005522 п = 0,31 • 10"22-0,036 10-42^+0,00072 • 10"623
ЦНСГ 850-2404-960 1475 70 Н = 126,2 + 0,0352 - 0,000492 2 Т| = 0,237 10“г2 - 0,025 - 10“г22 + 0,00062-10-f23
ВП-340 1475 70 77=23,9 + 0,0172 —0,001002 2 Л = 0,378 • 10“22-0,034-10~422 + 0,0043 • 10“62^
где —фиктивный напор при нулевой подаче насоса, м;
— коэффициент, характеризующий крутизну напорной ха-
рактеристики, ч2/м5.
При определении параметров рабочего режима насосов
с использованием аналитических выражений напорной харак-
теристики погрешность значительно меньше; чем при определе-
нии их по графической характеристике. Допустимый кавитаци-
онный запас (м):
Л/г=Л/гф + /)е2, (5.10)
где Д/гф"—фиктивный кавитационный запас при нулевой подаче
насоса, м; D — коэффициент крутизны характеристики допус-
тимого кавитационного запаса, ч2/м5.
Характеристика КПД с достаточной для практических целей'
точностью выражается параболой, вершина которой смещена
вправо от оси ординат:
П = Птах-Q - бном) 2- (5-11)
Здесь: т|тах—максимальное значение КПД насоса по его
характеристике; (2НОМ— номинальная подача насоса, соответст-
вующая максимальному значению КПД, м3/ч; Т—коэффици-
ент, отражающий крутизну характеристики КПД, ч2/м .
Учитывая, что характеристика удельных затрат представляет
собой гиперболу, ее более целесообразно описать сравнительно
простой зависимостью
£=£min+^ (5.12)
где £min— коэффициент, характеризующий минимальные удель-
ные энергозатраты; с — коэффициент постоянной размерности,
характеризующий крутизну гиперболы, м4/ч.
Выражение удельных энергозатрат (кВт) в единицах напора
У=2,78-1(Г3Е£. (5.13)
Для расчета основных параметров водоотливной установки
достаточно описание трех индивидуальных характеристик (на-
соса, напора, удельных энергозатрат) и допустимого кавитаци-
онного запаса (5.9—5.13). Уравнение (5.13) может быть
использовано для всех типов насосов, выпускаемых Ясногор-
ским машиностроительным заводом. Уравнения позволяют
аппроксимировать графические зависимости, получать анали-
тические зависимости на ЭВМ и определять числовые значения
коэффициентов основных индивидуальных характеристик на-
сосов (см. табл. 5.1).
Погрешности рассмотренного метода по сравнению с гра-
фическими методами не превышают 1,5% для низкооборотной
100
группы насосов (1475 мин-1) и 1,7%—для высокооборотной
группы (2950 мин-1). Указанная точность аналитического опи-
сания характеристик шахтных центробежных насосов с по-
мощью двухчленов является вполне приемлемой для прак-
тических расчетов.
Постоянные коэффициенты уравнения индивидуальных ха-
рактеристик могут быть найдены по двум точкам графических
характеристик, лежащих примерно в конце первой и третьей
четвертей рекомендуемой области промышленного применения
насоса. Постоянные коэффициенты определяются из следующих
зависимостей:
напорной характеристики
с Wkj—77к2. TJ ^К1 2 2 “-^к2 2 1 .
Ql-Q2i’ фк Ql-Ql ’
удельных энергозатрат
Ек1-Ек2 .
1/21-1/22’
(5-14)
допустимого кавитационного запаса
_А/г2—A/ij. . , __Л/li22 — Айг2 1
- 2z~2i ’ ф 2Ь2? ’
Индекс «к» означает одно рабочее колесо. Аналитический
метод применительно к известной индивидуальной характе-
ристике насоса позволяет достаточно легко найти параметры
рабочего режима при известной характеристике сети.
Приравняв напоры насоса (5.9) и сети (5.8), получим подачу
насоса в рабочем режиме:
2р=
/яЛ-я
/ ф г
у я+s ‘
(5.15).
Остальные параметры рабочего режима находим из уравнений
индивидуальных характеристик (5.6)—(5.12) путем подстановки
в них значения подачи в рабочем режиме.
5.3. ХАРАКТЕРИСТИКА ШАХТНОГО ТРУБОПРОВОДА
И РАБОТА НАСОСА В СИСТЕМЕ
Характеристикой системы называется графическая зависи-
мость расходуемой энергии от подачи насоса (рис. 5.6). Ха-
рактеристическая кривая представляет собой параболу, вершина
которой смещена по оси ординат на величину Нт. Крутизна
параболы зависит от постоянной R—суммарного коэффициен-
та сопротивления системы, который в расчетах определяется
101
Рис. 5.6. Изменение работы шахтного
насоса в зависимости от характеристики
сети (шахтного трубопровода):
1—характеристика удельных энергозатрат; 2 —
характеристика сети при наличии механических
отложений на внутренних стенках трубопрово-
да; 3—исходная характеристика сети при от-
сутствии механических отложений в трубопро-
воде; 4—характеристика сети при подключении
резервного трубопровода иа параллельную ра-
боту с рабочим трубопроводом; 5—напорная
характеристика насоса; 6—характеристика сети
при откачке шахтных вод по горизонтальному
трубопроводу (на одном горизонте); 7—харак-
теристика сети при подпоре шахтных вод со
стороны водосборника (Я„0ДП—отрицательная
высота всасывания). Точки а, о, б—режим ра-
боты насоса соответственно при отложении
механических примесей на внутренних стенках
трубопровода, исходный, при подключении
двух параллельно работающих трубопроводов
поэлементно. В шахтных условиях величина Нт изменяется
в широких пределах. Уравнение характеристики трубопровода
[1, 42]
Ям = Яг + (1+Хи^Н=Яг + Де2, (5:16)
\ а у 2g
где X—коэффициент потерь по длине; I—постоянная длина
водоотливного трубопровода; d—диаметр; ££—сумма коэф-
фициентов местных сопротивлений.
Так как выражение в скобках—это суммарные гидравличес-
кие сопротивления трубопровода, постоянную трубопровода
(ч2/м5) можно представить формулой
R =
(1+4+«)
2gS
где S—площадь проходного сечения трубопровода, м2.
Рабочий режим насоса определяется точкой О в пересечении
напорной характеристики насоса 5 и характеристики трубо-
провода 3. Характеристика трубопровода проходит в коор-
динатах Q—Н на высоте Нг от начала координат. Нормальная
работа насоса на сеть происходит при условии НО>НГ, что
является признаком устойчивого режима работы и правильного
выбора его типа. В практике работы участкового и Карьерного
водоотливов шахтные воды часто транспортируются по го-
102
ризонтальному трубопроводу (кривая б), а в заглубленных
водоотливных установках осуществляется подпор воды во
всасывающую систему насоса (кривая 7).
Практикой эксплуатации установлено, что гидравлические
сопротивления трубопроводов подвергаются значительным из-
менениям и наиболее характерными режимами работы тру-
бопроводов являются два: 1) при отложении осадка на внутрен-
них стенках трубопроводов; 2) при подключении в параллель-
ную работу резервных трубопроводов.
Изменение режима работы шахтного насоса
при отложении осадков на внутренних стенках
трубопровода. Под влиянием физико-химических и био-
логических процессов, которые происходят в шахтных водах,
на внутренние стенки трубопровода осаждаются механические
примеси в виде мелких частиц горных пород, солей, содер-
жащихся в них, и др.
Выпадение солей ' железа, кальция, магния и других
соединений ускоряет процесс образования осадка нераст-
воримых соединений [34], при этом оказывают влияние
скорость, характер движения и температура жидкости: чем
меньше скорость движения жидкости и выше температура,
тем интенсивнее процесс образования отложений. При сни-
жении скорости движения шахтной воды в трубопроводе
с 1,5 до 0,5 м/с интенсивность процесса увеличивается
в 7,5 раза и резко замедляется при ее увеличении до
2—2,5 м/с.
Интенсивность отложения осадка в шахтных трубопроводах
особенно возрастает при откачке кислотных шахтных вод.
Так, на шахтах медных рудников Урала и Кизеловского
угольного бассейна толщина отложений на внутренних стенках
трубопроводов достигает 25—35 мм/год, чистка же трубопро-
водов представляет значительные трудности.
На рис. 5.6 показан график режима работы трубопровода
при отсутствии осадка (рабочая точка О характеризует режим
работы насоса в этих условия^), при наличии же осадка
в трубопроводе режим работы насоса перемещается по его
напорной характеристике (точка а) и подача насоса снижается
от 21 до Q2. При этом возрастают удельные затраты
электроэнергии от Ег до Е2.
Изменение гидравлического сопротивления трубопровода
при наличии в нем отложений и изменение подачи насоса
= fQ2\2_Ri + S п
\d2J ’ \qJ R2 + s’ 1 }
где 7?!, R2—гидравлические сопротивления трубопроводов
соответственно в исходном режиме и при отложениях в них,
103
ч2/м5; tZ15 d2— диаметр трубопровода соответственно в ис-
ходном режиме и при отложении в нем механических
примесей, м.
По опыту эксплуатации водоотливных установок Кизелов-
ского угольного бассейна, уменьшение диаметра трубопровода
участкового водоотлива, оснащенного в основном трубами
диаметром 150 мм, составляет d2/d1=0,S; а для главного
водоотлива 0,85.
Перерасход электроэнергии от изменения диаметра трубо-
провода
^=1+{ ), (5.18)
Е. Yet eJ’ V 7
где E2 — удельные затраты энергии в исходном режиме
и при наличии отложений в трубопроводе; Ет—постоянный
коэффициент, представляющий минимальные удельные энер-
гозатраты насоса.
Для насосов главного водоотлива £т/£'1=0,6, для насосов
участкового водоотлива — не более 0,4. Подача насоса при
отложениях осадков в шахтных трубопроводах снижается на
10—20%, причем большая величина соответствует режиму
работы' главного водоотлива. Удельные энергозатраты при
этом режиме в условиях шахт Кизеловского угольного бассейна
увеличиваются на 10—15%.
Параллельная работа трубопроводов позволяет
повысить подачу насоса, снизить гидравлические сопротивления
и расход электроэнергии на откачку шахтных вод. Работа
насоса при этом определяется точкой б при характеристике
сети 4.
Подача насоса увеличивается с Оу до О3, а удельные
энергозатраты снижаются с величины Е2 до Е3. Для насосов
главного водоотлива подача возрастает на 7,5—8,3%.
Подача насоса при этом режиме работы
31
s
(Qi ¥
(5-19)
Sn^„
где итр — количество трубопроводов, одновременно включаемых
на параллельную работу, но не свыше трех (25);
S=(H— Hq)IQ2 — коэффициент напорной характеристики на-
соса.
Для участковых и карьерных водоотливных установок при
относительной небольшой длине трубопроводов подключение
параллельного (резервного) трубопровода увеличивает подачу
насоса на 22—25%.
104
5.4. ГРАФИЧЕСКИЕ И АНАЛИТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ТИПОВЫХ ШАХТНЫХ НАСОСОВ
Графические характеристики типовых шахтных на-
сосов условно классифицируются по группам: а) главного
водоотлива (секционные и спиральные); б) участкового вспо-
могательного водоотлива; в) погружных центробежных насосов
для осушения 1Месторождений.
Характеристики, шахтных секционных и спи-
ральных насосов главного водоотлива широко ис-
пользуют в горной промышленности для эксплуатационных
расчетов и оценки качества работы насосов.
На испытательных стендах завода-изготовителя были сняты
индивидуальные характеристики секционных насосов ЦНС
105-98-490; ЦНС 180-85-420; ЦНС 300-650-1300; ЦНС
500-160-600; ЦНСГ 850-240-960 (см. рис. 5.2) и их моди-
фикации, где определены нормальные напоры, допустимая
вакуумметрическая высота всасывания, потребляемая мощность
и КПД в зависимости от подачи насоса при постоянной
частоте вращения.
Напорные характеристики получены для одного рабочего
колеса, ио гидравлической схемой насосов предусмотрены
последовательные включения нескольких рабочих колес—в
зависимости от требуемого напора и глубины шахты.
Определяемый условиями работы в системе пологопадаю-
щий характер напорных характеристик позволяет осуществ-
лять устойчивый режим работы насосов и их параллельную
работу па общий трубопровод, применять различные спосо-
бы регулирования подачи. Для водоотлива глубоких шахт
наиболее целесообразны насосы ЦНС 300-650— 1300 и ЦНСГ
850-240 — 960 (см. разд. 8). Согласно напорной характеристи-
ке, полученной в подземных условиях, насос ЦНС 300-
650—1300 имеет отрицательную высоту всасывания, так как
допустимый кавитационный запас А/гф больше максимально
возможной вакуумметрической высоты всасывания. В подво-
де насоса избыточное давление создается подкачивающим
насосом ВП-340, при максимально допустимом давлении
0,3 МПа.
Испытания насоса показали снижение напорной характе-
ристики после 750 ч работы из-за износа узлов уплотнений
рабочего колеса.
Промышленные испытания насоса ЦНСГ 850-240 — 960 по-
казали его перспективность для оборудования водоотлива
глубоких горизонтов шахт горнорудной промышленности, так
как отрицательная высота всасывания не требует применения
подкачивающего (бустерного) насоса. Превышение напора на-
соса над геометрической высотой позволяет регулировать
14-5042 105
подачу насоса и поддерживать оптимальный режим работы
при снижении его параметров из-за износа деталей насоса;
Характеристики шахтных спиральных насосов
главного водоотлива. Спиральные насосы имеют мень-
ший напор при многоступенчатой гидравлической схеме, но
создают повышенную подачу по сравнению с секционными
насосами. Благодаря этому они широко применяются для
откачки шахтных вод в условиях обводненных рудных ме-
сторождений. Кроме того, они имеют более высокий КПД.
На рассматриваемом рисунке показаны характеристики насосов
с подачей до 1500 м3/ч, которые применяются в горнорудной
промышленности: ЦН 400-5-105; ЦН 1000-5-180; ЦН 900-5-360;
10Н-8х4, 14Н-12х2 и другие (см. рис. 5.3).
Отдельные конструкции спиральных" насосов (ЮН-8 х 4,
14Н-12 х 2) работают с подпором, так как допустимый кавитаци-
онный запас превышает возможную вакуумметрическую высоту
всасывания и в подводе насоса создается избыточное давление
(см. разд. 6). При стабильной характеристике напор спирального
насоса непрерывно снижается во всем диапазоне его подачи
и каждому значению напора соответствует единственное значе-
ние подачи. Форма характеристики мощности N=f(Q) зависит
от типа насоса;' с увеличением подачи мощность постепенно
возрастает; характеристика ц =/((?) имеет более пологую
форму, чем у секционных насосов. В оптимальном режиме
насосы имеют широкий диапазон рабочей части. Характеристи-
ка допустимой вакуумметрической высоты всасывания — непре-
рывно падающая, причем особенно интенсивно при увеличении
Q в спиральных насосах малой быстроходности.
Характеристика насосов участкового и вспо-
могательного водоотлива. По характеристике насосов
этого типа (ЦНС 38-44^-220, ЦНС 60-66-5-330; К-60 и Н-1м,
см. рис. 5.4) оценивают их качество при малых подачах (20—
60 м3/ч) и малых напорах. Степень снижения напорной ха-
рактеристики, т. е. напора при увеличении подачи, определяется
ее крутизной, которая лежит в пределах 0,15—0,25. С увеличе-
нием подачи мощность непрерывно возрастает.
Экспериментальное исследование показывает, что КПД
изменяется незначительно в зависимости от коэффициента
быстроходности. Характеристика насоса вспомогательного во-
доотлива Н-1м имеет линейную зависимость Q=f(H) при
различной частоте вращения ротора насоса. Допустимая высота
всасывания насосов участкового водоотлива не превышает
4,5 м, что обусловливается худшими условиями эксплуатации
при откачке шахтных вод с высоким содержанием механических
примесей.
Характеристика погружных центробежных на-
сосов для осушения месторождений зависит от числа
106
рабочих колес при стабильной подаче насоса, непрерывно
увеличивающейся мощности привода насоса и стабильном
значении КПД. Особенность режима работы насоса—непре-
рывное изменение уровня воды в скважине. При незначитель-
ном увеличении мощности (см. рис. 5.5) снижаются подача
и КПД: Погружные насосы имеют крутопадающую напорную
характеристику, свидетельствующую о значительном изменении
подачи и мощности. Резкое изменение уровня воды в скважине
при больших притоках подземных вод обусловливает режим
работы погружного насоса за пределами рекомендуемого
значения КПД.
Аналитические характеристики шахтных сек-
ционных насосов (табл. 5.1) в виде двухчленного уравнения
значительно упрощают эксплуатационные расчеты на ЭВМ,
когда необходимо учесть изменяющиеся притоки шахтных вод
и высоту напора. В табл. 5.2 приведены аналитические ха-
рактеристики напора и КПД насосов в виде трехчленных
уравнений. Приведенные в табл. 5.1 и 5.2 уравнения справед-
ливы в тех пределах, в которых соответствующие графические
характеристики насоса могут быть приняты за прямую или
квадратичную кривую.
Применение аналитических характеристик шахтных насосов
в двухчленном и трехчленном выражениях с использованием
в программе ЭВМ позволит расширить и ускорить выполнение
эксплуатационных расчетов. По разработанным программам
определяются все необходимые параметры шахтных насосов
в зависимости от изменяющихся горно-технических условий
рудников и шахт (притоки шахтных вод по горизонтам,
переход горных работ на глубокие горизонты, изменение
состава шахтных вод и др.). Кроме того, устанавливаются
оптимальные показатели в отношении получения максималь-
ного значения КПД насоса, правильности выбора мощности
электропривода и снижения удельных расходов электроэнергии
на откачку 1 м3 воды.
5.5. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ШАХТНЫХ НАСОСОВ
НА ОБЩУЮ СИСТЕМУ
Для исследования особых режимов работы шахтных насосов
применяют графоаналитический, аналитический и эксперимен-
тальный методы.
Графоаналитический метод заключается в вычерчивании
напорной характеристики насоса по данным испытаний (подача,
напор, мощность) и анализе возможных режимов его работы
в зависимости от характеристики трубопровода.
Аналитическим методом решают уравнения напорных ха-
рактеристик, используя коэффициенты, полученные в результате
107
14
математической обработки данных эксплуатационных испыта-
ний.
Для выбора и анализа оптимальных режимов работы
насоса составляется программа расчета на ЭВМ. В целях
повышения эффектйвности работы и максимального сокраще-
ния энергозатрат в современных водоотливных установках
для конкретных случаев выбирают режим работы шахтных
насосов — параллельно и последовательно.
Параллельную работу насосов в практике водоот-
лива применяют при отсутствии серийно выпускаемых насосов
на требуемые подачи, особенно в условиях обводненных
месторождений полезных ископаемых. Число рабочих насосов,
требуемых для откачки нормального притока шахтной воды,
рассчитывают по формуле
«1=еПр/ен. (5.20)
Независимо от числа включенных на параллельную работу
насосов предусматривается один рабочий трубопровод на два
насоса. Выбор диаметра става и его резервирование осущест-
вляют так же, как и для обычной водоотливной установки.
Для случая параллельного включения однотипных насосов
на один трубопровод при решении складывают абсциссы
индивидуальных напорных характеристик 1 и 2 насбсов
(рис. 5.7) и при одинаковых напорных характеристиках получа-
ют общую. Суммарные значения подачи и напора параллельно
включенных насосов в рабочем режиме определяют по точке
пересечения (а) их общей напорной характеристики 4 с напор-
ной характеристикой 3 трубопровода. Подаче каждого насоса
соответствует абсцисса индивидуальной напорной характеристи-
ки насоса при рабочем нацоре Нр. Подача каждого из них
в рабочем режиме определяется значением 2р/2. Также нахо-
дят рабочий режим при любом числе параллельно включенных
насосов.
При аналитическом методе расчета и описании напорных
характеристик насосов и трубопроводов используют известные
уравнения в двухчленном выражении:
H=H^-SQ2- H=HT + RQ2.
Рис. 5.7. Схема параллельной- работы
шахтных насосов на общий трубопровод
и характеристики насосов
Это позволяет определять суммарную подачу включенных на
параллельную работу однотипных насосов для рабочего ре-
жима, используя упрощенные зависимости:
2Р = (5-21)
Р V R + S/n2 •
подача одного насоса в рабочем режиме
Q'P=QPln; (5.22)
напор параллельно включенных насосов в рабочем режиме
С
яр=яф-4еР2.
* п
(5.23)
При проектировании многоагрегатных водоотливных установок
следует учитывать, что экономичная эффективность их повыша-
ется при увеличении единичной мощности устанавливаемых
на параллельную работу насосов. К установке на параллельную
работу необходимо принимать лишь однотипные насосы.
В случае невозможности откачки по одному рабочему тру-
бопроводу необходимо стремиться к минимальному количеству
трубопроводов; рекомендуется принимать их не более двух.
В целях снижения эксплуатационных расходов на водоотлив
и поддержания резервного трубопровода в рабочем состоянии
целесообразна параллельная работа всех имеющихся трубо-
проводов.
Чтобы исключить пиковые нагрузки в системе электро-
снабжения и уменьшить динамические явления в гидросистеме
при запуске и остановке нескольких насосных агрегатов,
в системе управления предусматривают поочередные запуск
и остановку включаемых на параллельную работу насосов
с интервалом не менее 10 с.
Последовательную работу насосов в схемах водо-
отлива применяют в случаях экономической целесообразности
использования водоотливных установок отработанных горизон-
тов в качестве перекачной станции ступенчатого водоотлива,
а также при отсутствии серийно выпускаемого высоконапорного
оборудования для реализации водоотлива по прямой схеме.
В этом случае включаемые на последовательную работу
насосы располагают на различных горизонтах в соответствии
с их характеристиками и допускаемым напором. Важный
вопрос при проектировании ступенчатой водоотливной уста-
новки с последовательно включенными насосами — обеспечение
работы насосов перекачного горизонта с подпором. С этой
целью распределение суммарного числа колес по горизонтам
или суммарного напора насосов должно осуществляться таким
образом, чтобы весь резерв водоотливной установки по напору,
109
Рис. 5.8. Гидравлическая схема и характерис-
тика двухступенчатой водоотливной уста-
новки с последовательно включенными насо-
сами, расположенными на разных горизон-
тах
предусматриваемый при ее проектировании из расчета два-
дцатичасовой работы в сутки, был заложен на нижнем
горизонте и реализован в виде подпора для перекачного
горизонта. Сумма характеристик III и IV насосов 6 и 4 (рис. 5.8)
определяет режим их работы (точка а) с учетом характеристик
II и VI трубопроводов 5 и 1. При последовательной работе
насосов, расположенных на разных горизонтах, характеристика
подпора насосов перекачного горизонта I определяется путем
вычитания ординаты напорной характеристики трубопровода
II из ординаты характеристики насоса III насосной установки
нижнего горизонта. Суммированием характеристик подпора
I и характеристик насоса перекачного горизонта IV получают
его приведенную характеристику V, пересечение которой с ха-
рактеристикой трубопровода верхнего горизонта VI определяет
рабочий режим (точка а) водоотливной установки с последова-
тельно включенными насосами. Для случая, когда вместо
расположения перекачного горизонта задано число колес
перекачных насосов,
^Яг.п/ЯЕ.ор, (5.24)
где Нг,п—геометрическая высота водоподъема перекачной
насосной станции, м; 77к.ор—ориентировочный напор на одно
колесо насоса (м), определяемый по индивидуальной харак-
теристике насоса, при 2ор = 242пр//сут(<2пр)—нормальный водоп-
риток, мэ/ч; tcy[—нормативное число часов работы насоса
в сутки.
При аналитическом методе расчета и описании напорных
характеристик насосов и трубопроводов подачу ступенчатого
водоотлива в рабочем режиме вычисляют по формуле
q = (5 25)
но
где £ЯФ—сумма фиктивных напоров насосов при нулевой
подаче, м; ^Нт—общая геометрическая высота водоподъема,
м; ^5—сумма коэффициентов, определяющая крутизну ха-
рактеристик; ^2?—суммарное сопротивление трубопровода.
Напор насоса на любом горизонте в рабочем режиме
HP = HA-SQ^. (5.26)
Подпор насоса перекачного горизонта в рабочем режиме
/2р = Яф.н-Яг.н-(Лн-5н)02 (5.27)
или
Лр = Яр.н-Яг.н-Ян02, (5.28)
где г.н — индекс параметров насоса и трубопровода водоот-
ливной установки нижнего горизонта.
Максимальный подпор насосов верхнего горизонта
/2тах = 2нЯк.м-Яг, (5.29)
где Як м—максимальный напор одного колеса насоса, опре-
деляемый из его индивидуальной характеристики. Для защиты
водоотливной установки нижнего горизонта от опасных пре-
вышений давления, возникающих вследствие утечек воды через
обратные клапаны насосов верхнего горизонта, рекомендуется
устанавливать сбросной предохранительный трубопровод
2 и присоединять его к всасывающему коллектору насосов
верхнего горизонта. Высота сбросного предохранительного
трубопровода должна быть равна максимальному подпору
насосов верхнего горизонта при условии исключения утечек
воды через него при любых режимах работы водоотливной
установки (5 — регулировочный вентиль).
Диаметр труб сбросного предохранительного трубопровода
подбирают по значению удельного сопротивления по длине
А^Пн^нНг'-кн ^п+^с), (5.30)
где К= 1,25 — коэффициент допустимого превышения давления
для трубопроводов водоотливной установки нижнего горизонта
(нижней водоотливной установки); /с—длина сбросного пре-
дохранительного трубопровода; Rn—сопротивление нагнета-
тельного и всасывающего трубопроводов (до места присое-
динения сбросного трубопровода) насоса перекачного горизон-
та, ч2/м5; 7?нас—сопротивление насоса, вычисляемое по
формуле
„ _(1-Пм)Я0П1
-‘'нас
Чтаха^опт
111
5.6. РЕГУЛИРОВАНИЕ РАБОТЫ ШАХТНЫХ НАСОСОВ
Изменение характеристики системы или насоса для обеспечения
требуемой подачи называют регулированием водоотливной
установки. В горной промышленности широкое распространение
получило регулирование воздействием на систему (дросселирование
трубопровода и его байпасирование) и на насос (впуск воздуха во
всасывающую систему и изменением частоты вращения).
Выбор способа регулирования определяется технико-эконо-
мическими расчетами, повышением эффективности и безопас-
ности работы водоотливных установок с учетом горно-тех-
нических условий шахт и рудников.
Регулирование подачи насосов изменением ха-
рактеристики внешней сети. Регулирование подачи цент-
робежных насосов прикрытием задвижки на нагнетательном
трубопроводе (дросселирование) — наиболее распространенный
способ регулирования турбомашин, не требующий установки
каких-либо дополнительных коммутационных устройств, что
является основным. преимуществом этого способа. Регулирова-
ние подачи насоса задвижкой, устанавливаемой на всасыва-
ющем трубопроводе, не рекомендуется, так как при этом
значительно снижается высота всасывания. Существенный не-
достаток регулирования подачи насосов дросселированием —
значительные энергетические потери и возможность регулирова-
ния подачи только в сторону снижения. Технологические
возможности рудничных водоотливных установок позволяют
при использовании дросселирования расширить диапазон ре-
гулирования насосов в сторону увеличения подачи и улучшить
экономические показатели этого способа регулирования. Эф-
фект достигается за счет использования резервных нагнетатель-
ных трубопроводов водоотливных установок [31].
При этом режимы работы со снижением подачи насоса
получают за счет прикрытия задвижки на нагнетательной
стороне насоса, а с подачами, превышающими производи-
тельность в исходном рабочем режиме,—за счет при открыва-
ния задвижки нагнетательного коллектора, присоединяющей
резервный трубопровод к рабочему (комбинированный способ
регулирования подачи насоса измененной характеристики внеш-
ней сети). При регулировании подачи насоса дросселированием
на нагнетательном трубопроводе (рис. 5.9) напорная характе-
ристика насоса 2 остается неизменной, а характеристика
трубопровода 3 трансформируется в более крутую 4, вследствие
увеличения его гидравлического сопротивления.
Рабочий режим водоотливной установки перемещается из
точки а в точку b по характеристике насоса 2. Подключение
к рабочему трубопроводу резервного через коммутационную
задвижку приведет к снижению потерь напора во внешней
112
Рис. 5.9. Характеристика изменения подачи
шахтных насосов при различных способах
регулирования:
а—исходный режим работы; б—путем изменения
частоты вращения электродвигателя и впуском
воздуха во всасывающий трубопровод; в—дроссе-
лированием трубопровода
сети насоса и снижению характеристики трубопровода. В резуль-
тате увеличится подача насоса по сравнению с исходным рабочим
режимом и уменьшатся удельные энергозатраты. Изменение
подачи насоса при изменении характеристики внешней сети
определяют по формуле (5.17), изменение удельных энергозатрат
при этом рассчитывают по уравнению (5.18). Из формулы (5.18)
следует, что при дросселировании трубопровода затраты энергии
насоса будут увеличиваться, а при частичном присоединении
резервных нагнетательных трубопроводов—уменьшаться.
При равновероятной работе регулируемого насоса с меньши-
ми и большими значениями подачи от исходного режима
работы перерасход энергии составит в среднем около 1%, что
весьма несущественно. При чистом дросселировании нагнета-
тельного трубопровода перерасходы энергии составляют десят-
ки процентов. Недостаток комбинированного способа' регулиро-
вания подачи насоса изменением характеристики внешней
сети — ограничение по увеличению подачи, определяемое про-
пускной способностью резервных трубопроводов. Для большин-
ства рудничных установок, оборудованных только одним
резервным трубопроводом, предельное увеличение подачи насо-
са составляет 15—-20%, что в ряде случаев оказывается вполне
эффективным. При наличии двух и более резервных трубопро-
водов подача насоса может быть увеличена более чем на 25%.
Регулирование- подачи воздуха во всасыва-
ющую линию центробежных насосов. Этот способ
меньше распространен в практике рудничного водоотлива,
15-5042 113
чем способ дросселирования нагнетательного трубопровода, но
позволяет в определенных условиях снизить расход электроэнер-
гии на водоотлив при снижении притоков, относительно прост
и мало трудоемок. Однако регулирование подачи при этом
способе возможно только в сторону уменьшения и диапазон
регулирования ограничен критической величиной расхода подса-
сываемого воздуха—около 20% от подачи насоса. Дальнейшее
увеличение расхода воздуха приводит к сбросу нагрузки насоса.
Подача воздуха в насос при этом способе регулирования
производится с помощью управляемого вентиля игольчатого
типа, устанавливаемого на всасывающем трубопроводе насоса.
Для насосов с положительной высотой всасывания дозирование
воздуха осуществляется из окружающей атмосферы за счет
разрежения, создаваемого насосом, для насосов же, работа-
ющих с подпором,— от шахтной пневмосети.
Снижение подачи насоса при регулировании воздухом
) =_ . (5 31)
[qJ R/S+(\+q0)2
Q.o
где q0 =-----относительный расход воздуха при введении его
Qi
в трубопровод к условиям входа жидкости в первое рабочее
колесо насоса.
Изменение удельных энергозатрат
— = 8ор/1+ —12—— ) —1 (1-^)1 (5.32)
е. ор( [еД ScP/ 1 ’
где 8ср = 1——1Пу-^----относительная средневзвешенная плот-
Ра
ность водовоз душной смеси; £ =-----степень сжатия воздуха
Ро
(Рк; Ро—давление в нагнетательном и во всасывающем
патрубках насоса).
Учитывая, что средневзвешенная относительная плотность
водовоздушной смеси 8ср .< 1, из сопоставления зависимостей
(5.18) и (5.32) можно сделать вывод, что регулирование насосов
впуском воздуха более экономично, чем чистое дросселирова-
ние. При этом экономия электроэнергии для главных водоот-
ливных установок составляет около 2—3%, а для шахтных
участковых и карьерных водоотливных установок, имеющих
наклонные трубопроводы большой протяженности, 7—10%.
Регулирование подачи насоса изменением час-
тоты вращения позволяет сокращать потери до минимума,
не требует изменения характеристики трубопровода и позволяет
снижать и увеличивать подачу насоса; имеет высокую эко-
114
номичность при низких удельных расходах электроэнергии. Для
осуществления этого способа применяют систему электроприво-
да с регулируемой частотой Вращения: ТПЧ—изменением
частоты тока с помощью тиристорных частотных преобразова-
телей; АВК—асинхронно-вентильный каскад и МП Д —машина
двойного питания [17, 23]. Применение привода того или иного
типа определяется условиями эксплуатации и характеризуется
значительными капитальными затратами (см. разд. 7).
При регулировании подачи насоса изменением частоты
вращения характеристика трубопровода остается неизменной,
а напорная характеристика насоса и характеристика удельных
энергозатрат снижаются при уменьшении частоты вращения
или повышаются при ее увеличении в соответствии с законами
пропорциональности. При этом подача насоса соответственно
уменьшается или увеличивается. Так, при снижении частоты
вращения исходная характеристика насоса в общем случае
претерпевает относительное изменение подачи насоса:
/«A2
\Qi) ~
яф
(5.33)
где п2 — частота вращения насосного агрегата соответствен-
но в . исходном и новом режиме работы.
Изменение удельных энергозатрат
(5-34)
Таким образом, при снижении частоты вращения удельные
энергозатраты снижаются, а при увеличении — повышаются.
При равновероятной работе насоса с понижением или повыше-
нием частоты вращения удельные энергозатраты практически
не претерпевают изменений по отношению к исходному режиму
работы.
Экономия электроэнергии при снижении частоты вращения
на 25% по сравнению с дросселированием составляет около
20%.
5.7. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ СРАВНЕНИЕ СПОСОБОВ
НЕПРЕРЫВНОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ПОДАЧИ ШАХТНЫХ НАСОСОВ
Важный показатель работы водоотливных установок—их
экономическая эффективность, используемая как основа для
сравнения различных способов регулирования, в первую
очередь—по изменению энергозатрат. Наиболее удобным
показателем являются характеристики удельных энергозатрат
центробежных насосов, отражающие затраты энергии во-
доотливной установки на перемещение единицы массы жид-
кости. На рассматриваемом рис. 5.9 соответствующая исходной
напорной характеристике насоса 2 характеристика удельных
энергозатрат представлена кривой 7, а удельные энергозатраты
в исходном режиме работы водоотливной установки при
Qi—ординатой точки г, лежащей на этой кривой. При
регулировании подачи насоса дросселированием характеристика
удельных энергозатрат 7, как и напорная характеристика
насоса 2, неизменна. Удельные затраты энергии в новом
режиме работы при Q2 определяются ^ординатой точки
к кривой 7. При снижении производительности водоотливной
установки на величину А <2 удельные энергозатраты возрастают
на /\ЕУД 3.
При регулировании подачи насоса впуском воздуха и сниже-
нии напорной характеристики насоса (новая характеристика
J) кривая удельных энергозатрат также снижается (характе-
ристика 6). Удельные энергозатраты в новом режиме работы
(при Q2) определяются ординатой точки е, т. е. и при этом
способе регулирования удельные энергозатраты меньше, чем
при дросселировании. При регулировании подачи насоса из-
менением частоты вращения заметно смещается характеристика
удельных энергозатрат (кривая 5). Это значит, что затраты
энергии могут снижаться (отрезок А£удп) либо незначительно
возрастать.
Из рассмотренных способов регулирования производитель-
ности водоотливных установок наиболее экономичен способ
изменения частоты вращения насосного агрегата. И хотя при
этом требуются дополнительные капитальные вложения и науч-
ная проработка регулируемого электропривода шахтных насос-
ных агрегатов, этот способ по сравнению с дросселированием
позволяет получить экономию электроэнергии на 15—20%
больше при значительном снижении или увеличении произ-
водительности. водоотливной установки. При регулировании
впуском воздуха и дросселированием производительность водо-
отливной установки может уменьшаться. Этот способ регу-
лирования более экономичен, чем дросселирование, прост
и требует небольших капитальных вложений. Необходимо
учитывать, что. диапазон регулирования впуском воздуха
ограничен критической величиной расхода подсасываемого
воздуха — около 20% от подачи насоса; дальнейшее увеличение
расхода подсасываемого воздуха приводит к сбросу нагрузки
насоса.
Представляет' интерес применение регулирования подачи
насоса посредством подключения резервных трубопроводов,
что дает значительную экономию электроэнергии и позволяет
116
при необходимости увеличить подачу насосов. Регулирование
дросселированием не рекомендуется как способ постоянного
регулирования производительности водоотливных установок,
его можно использовать в . практике шахтного водоотлива
в случае необходимости снижения подачи насосов.
6. ШАХТНЫЕ НАСОСЫ
В горной промышленности применяются шахтные насосы,
весьма разнообразных конструкций с различными параметрами
в связи с различными сложными гидрогеологическими и гор-
нотехническими условиями на месторождениях полезных ис-
копаемых.
Широкое распространение получили шахтные центробежные
насосы как обладающие высокой надежностью работы, по-
вышенной экономичностью по сравнению с поршневыми
насосами и возможностью работы в сочетании с высокооборот-
ными электродвигателями, что позволяет сократить эксплу-
атационные .затраты на откачку 1 м3 воды*. При этом важное
значение имеет бесперебойная работа центробежных насосов,
которая зависит от правильно выбранной конструкции, качества
монтажных работ и выполнения правил технической эксплу-
атации.
Основными факторами при выборе насоса являются рассчи-
танные значения подачи и напора, а также перспективное
развитие горных работ, обильность притока шахтных вод по
горизонтам шахты и их физико-химический состав.
При выборе шахтных центробежных насосов высокого
давления для глубоких горизонтов шахт дополнительно учи-
тывается высокое давление в трубопроводах и особое внимание
уделяется выбору материалов, не подверженных коррозионному
влиянию шахтных вод.
Для покрытия полей Q — Н, т. е. области промышленного
использования, применяют горизонтальные секционные насосы
с подачей от 10 до 850 м3/ч и насосы со спиральным отводом
с подачей от 45 до 2000 м3/ч и напором от 10 до 1500 м
(рис. 6.1).
Для осушения месторождений используются секционные
вертикальные насосы с подачей в диапазоне от 10 до 500 м3/ч
и напором от 10 до 540 м. Их устанавливают в водопонижа-
ющих скважинах диаметром от 250 до 800 м.
Из объемных насосов в горной промышленности получили
распространение винтовые насосы участкового водоотлива.
* Энергетические и напорные характеристики рассматриваемых здесь
насосов, кроме винтовых и насосов НД (нефтяных), приведены в разд. 5.
117
Рис. 6.1. Области промыш-
ленного использования шахт-
ных секционных насосов
Поршневые, плунжерные и другие насосы этого типа, а также
эрлифтные установки имеют ограниченную область применения
в горнорудной промышленности и рассматриваются в специ-
альной литературе [11].
В современном шахтном насосостроении разрабатываются
новые и модернизируются существующие насосы в направле-
ниях: повышения экономичности, надежности, ресурса рабо-
тоспособности и ремонтнопригодности; улучшения энергети-
ческих,. напорных, кавитационных и вибрационных характе-
ристик.
В зависимости от горнотехнических условий шахт и руд-
ников в горной промышленности оборудуются различные
водоотливные установки, типы которых предопределяют выбор
шахтных насосов:
насосы главного водоотлива—секционные и спиральные,
различающиеся принципами работы и конструктивным офор-
млением,— выбирают в зависимости от требуемой подачи
и высоты напора;
насосы участкового и вспомогательного водоотлива под-
бираются для осуществления малых подач и низких напоров
при откачке нейтральных и кислотных шахтных вод;
погружные насосы применяются для оборудования скважин--
ного водоотлива при осушении месторождений полезных
ископаемых и откачке пресных вод слабой минерализации
(сухой осадок не более 1500 мг/л при температуре до 25 °C).
6.1. СЕКЦИОННЫЕ НАСОСЫ ГЛАВНОГО ВОДООТЛИВА
Насосы ЦНС 180-85 — 425; ЦНС 300-120-4-600—горизон-
тальные, многоступенчатые агрегаты с вертикальными разъ-
емами, разделяющими на отдельные секции. Насосы этих
118 -
6 7 S 3 10 f1 12 13 14
Рис. 6.2. Общий вид насосов ЦНС 180-854-425 и ЦНС 300-1204-600
типов устанавливаются в шахтах глубиной до 600 м для
откачки нейтральных шахтных вод, рис. 6.2 [27].
В секционном насосе жидкость поступает последовательно
из одного колеса в другое через направляющие аппараты,
установленные в каждой секции. Осевое давление воспринима-
ется гидравлической пятой. Направляющие аппараты 7 их
корпуса 9, крышки всасывания 13 и нагнетания б, кронш-
тейны— передний 77 и задний 7 — изготавливаются из чугуна.
Секции стянуты стальными болтами 14. Стыки между сек-
циями уплотнены резиновыми шнурами 72 диаметром 10
и 6 мм.
Ротор насоса представляет собой вал 2, на котором
укреплены рабочие колеса 8, дистанционная втулка 5, упор-
нс>е кольцо 16, защитная рубашка 15 и гидравлическая пята
4. Правильность установки ротора в корпусе насоса прове-
ряется по контрольной риске, которая становится на валу
за передним вкладышем со стороны муфты. Все детали ро-
тора прижаты гайкой 3 к заплечику вала. Опорами вала
служат два радиальных сферических подшипника 18: № 3612
и № 3618 (в насосах ЦНС 180-85-425). В насосах ЦНС ЗОО-
ПО 4- 600 вал опирается на скользящие подшипники, кото-
рые установлены в кронштейнах. Внутренние уплотнения
насосов—щелевые, образованные поясками рабочих ко-
лес и уплотняющими .чугунными кольцами 10 и 11. Для
защиты шейки вала от попадания жидкости предусмотрена
втулка 19.
Насосы соединены с электродвигателем через упругую
втулоЩю-пальцевую муфту. Полумуфта 20 на валу насоса
посажена по напряженной посадке до заплечика вала. Направ-
ление вращения насоса—правое по часовой стрелке со стороны
электродвигателя.
Осевое усилие уравновешивается с помощью гидравличе-
ского разгрузочного устройства, состоящего из гидропяты,
кольца и устройства разгрузки. Размеры секционных насосов
главного водоотлива при различной подаче и различных
значениях напоров, а также их габаритные размеры приведены
на рис. 6.3 и в табл. 6.1. Размеры этих насосов, не зависимые
от числа рабочих колес, приведены в табл. 6.2.
Насосы ЦНС 105-98 — 490 и ЦНС 180-476 — 680 нашли
широкое применение в горной промышленности для откачки
шахтных вод при температуре не более +60 °C и содержании
механических примесей до 0,2% по массе при размерах
твердых частиц не более 0,2 мм. Допускаемая величина твердых
частиц—не более 2 мм в количестве до 15% содержания
механических примесей.
Насосы ЦНС 105-98 — 490 используются на шахтах с прито-
ком 55—100 м3/ч с числом .ступеней от 2 до 10.
120
Рис. 6.3. Основные размеры насоса главного водоотлива (см. табл. 6.1 и 6.2)
Насосы ЦНС 180-476-4-680 применяются как высоконапор-
ные с числом ступеней от 7 до 10 при притоках шахтных
вод от 90 до 180м3/ч.
Конструктивно эти насосы аналогичны насосам ЦНС 180-
85-4-425, но. есть различия в применяемых материалах для
изготовления деталей. 'Основные детали — корпус, рабочие
колеса, кронштейны, крышки всасывания и нагнетания —
изготовляются из стали 35Л или чугуна СЧ-21-40, вал, гайка
и рубашка — из стали 40Х. Для выполнения разгрузочного
устройства, его деталей и втулки гидрозатвора применяется,
сталь марки 4X13 с термической обработкой.
Таблица 6.1
Техническая характеристика и размеры насосов ЦНС главного водоотлива*
Типоразмер насоса Напор, и Мощ- ность, кВт Допус- тимая высота всасы- вания ^лоп» М Подача, м3/ч Размеры, зависящие от числа колес, по рис. 6.3 Масса, кг
L 6 12
1 2 3 4 5 6 7 8 9
Подача . 105 м3/ч; ц = 0,68; ns= 100; и = 2950 мин 1 Як = 43м
ЦНС 105-98 98 55 . 4,5 80—130 1100 165 245 480
ЦНС 105-147 1.47 75 4,5 80—130 1195 260 340 549
ЦНС 105-196 196 90 4,5 80—130 1290 355 435 618
ЦНС 105-245 245 132 4,5 80—130 1385 450 530 720
ЦНС 105-294 294 160 4,5 80—130 1480 545 625 795
ЦНС 105-343 343 160 4,5 80—130 1575 640 720 866
ЦНС 105-392 392 200 4,5 80—130 1670 735 815 939
ЦНС 105-441 441 250 4,5 80—130 1765 830 910 1012
ЦНС 105-490 490 250- 4,5 80—130 1860 925 1005 1086
16-5042 121
Продолжение табл. 6.1
Типоразмер насоса Напор, м Мощ- ность, кВт Допус- тимая высота всасы- вания ^ДОП> М Подача, м’/ч Размеры, зависящие от числа колес, по рис. 6.3 Масса кг
L /> 4
1 2 3 4 5 6 7 8 9
Подача 180 м3/ч; г] =0,70; ns = 70; 1= 1475 мни *; Нк = 43 м**
ЦНС 180-85 85 75 5,0 130—220 1125 180 270 •639
ЦНС 180-128 128 110 5,0 130—220 1230 285 375 747
ЦНС 180-170 170 132 5,0 130—220 1335 390 480 855
ЦНС 180-212 212 160 5,0 130—220 1440 495 585 976
ЦНС 180-255 255 200 5,0 . 130—220 1545 600 690 1105
ЦНС 180-297 297 250 5,0 • 130—220 1650 705 795 1278
ЦНС 180-340 340 250 5,0 130—220 1755 810 900 1394
ЦНС 180-383 383 320 5,0 130—220 1860 915 1005 1507
ЦНС 180-425 425 320 5,0 130—220 1965 1020 1110 1620
Подача 180 м3/ч; г] = 0,72; ns = 100; « = 2950 мин *; Нк= 100 м
ЦНС 180-500 500 400 5,0 130—220 1455 440 600 2210
ЦНС 180-600 600 500 5,0 130—220 1560 545 705 2310
ЦНС 180-700 700 630 5,0 130—220 1665 650 810 2310
ЦНС 180-800 800 630 5,0 130—220 1770 755 915 2510
ЦНС 180-900 900 800 5,0 130—220 1875 860 1020 2610
Подача 300 м3/ч; г] = 0,71; «5= = 70; « = 1475 мин *; ч;=60 м***
ЦНС 300-120 120 160 5,0 220—380 1365 176 316 1127
ЦНС 300-180 180 250 5,0 220—380 1485 296 436 1290
ЦНС 300-240 240 320 5,0 220—380 1605 416 556 1453
ЦНС 300-300 ... 300 400 5,0 220—380 1725 536 676 16.74
ЦНС 300-360 360 М' 5,0 220—380 1845 656 796
ЦНС 300-420 420 500 5,0 220—380 1963 776 916 2013
ЦНС 300-480 480 630 5,0 220—380 2085 896 1036 2235
ЦНС 300-540 540 800 5,0 220—380 2205 1016 1156 2405
ЦНС 300-600 600 800- 5,0 220—380 2825 1136 1276 2575
Подача 300 м3/ч; г) =0, 72; п, = 100; « = 2950 мин *; Нк = 130 м
ЦНС 300-650 650 800 -2,0 220—380 2243 943 946 2053
ЦНС 300-780 780 1000 — 2,0 220—380 2418 1068 1071 2182
ЦНС 300-910 910 1000 -2,0 220—380 2543 1193 1196 2311
ЦНС 300-1040 1040 1250 -2,0 220—380 2068 1318 1321 2440
ЦНС 300-1300 1300 1600 -2,0 220—380 3125 1445 1450 2670
Подача 500 м3/ч; т] = 0,73; »s = 70; «=1450 мин *; /4 = 80 м
ЦНСК 500-160 160 300 4,5 380—620 2035 229 369 2432
ЦНСК 500-240 240 450 4,5 380—620 2180 374 514 2754
ЦНСК 500-320 320 600 4,5 380—620 2325 519 659 3076
ЦНСК 500-400 400 750 4,5 380—620 2470 664 804 3398
ЦНСК 500-480 480 900 4,5 380—620 2615 809 949 3865
ЦНСК 500-560 560 1150 4,5 380—620 2765 954 1094 4333
ЦНСК 500-640 640 1200 4,5 380—620 2905 1099 1239 4801
ЦНСК 500-720 720 1350 4,5 380—620 3050 1254 1334 5269
ЦНСК 500-800 800 1500 4,5 380—620 3195 1399 1529 5737
122
Продолжение табл. 6.1
Типоразмер насоса Напор, м Мощ- ность, кВт Допус- тимая высота всасы- вания ДОП , М Подача, м’/Ч Размеры, зависящие от числа колес, по рис. 6.3 Масса, кг
L /, h
1 2 3 4 5 6 7 8 9
Подача 850 м3/ч; т] = 0,75; ns = 70; « = 1450 мин *; 74 = 120 м
ЦНСГ 850-240 240 800 3,0 640—1000 2010 468 460 4220
ЦНСГ 850-360 360 1250 3,0 640—1000 2180 638 630 4721
ЦНСГ 850-480 480 • 2000 3,0 640—1000 2350 808 800 5222
ЦНСГ 850-600 600 2100 3,0 640—1000 2520 978 970 5723
ЦНСГ 850-720 720 3150 3,0 640—1000 2690 1178 1170 6224
ЦНСГ 850-840 840 3150 3,0 640—1000 2860 1310 1310 6725
ЦНСГ 850-960 960 3150 3,0 640—1000 3030 1488 1480 7226
* Характеристики электродвигателей к приведенным здесь насосам см. в разд. 6.
* * Приведенные характеристики насосов ЦНС 180-85-^425 относятся также к насосам
ЦНСК 180-85^425.
*** Приведенные характеристики насосов ЦНС 300-1204-600 относятся также к на-
сосам ЦНСК 300-1204-600.
Таблица 6.2
Размеры идсосов главного водоотлива, не зависящие от числа рабочих колес
Типоразмер насоса Размеры, мм, по рис. 6.3
4 /4 b 61 ь2 61 62 .
ЦНС 105-98-4-490 (5МС-10) 432 340 340 280 600 520 472
ЦНС 180-476-4-680 (6МС-10) 480 380 380 325 640 560 530
ЦНСК 180-85-4-425 (6МС-7) 474 370 375 340 630 540 500
ЦНС 180-500-4-900 ' 500 375 420 340 630 540 585
ЦНС 300-1204-800 (8МСК-7) 551 430 460 370 810 710 626
ЦНС 300-120-4 600 550 460 460 370 810 710 620
ЦНС 300-780-4-1300 • 580 430 430 400 760 660 674
ЦНС 300-700-4 1040 (8МС-10) 584 430 430 380 760 660 584
ЦНСК 500-160-4-800 720 570 550 490 960 800 765
ЦНСГ 850-240-4-960 710 670 640 510 1100 860 800
Расширение области использования насоса каждого типа
при постоянной частоте вращения достигается смещением
режима по кривой Q — Н. .В табл. 6.3 приведены существующие
(принятые после 1985 г.) и предшествующие (употреблявшиеся
до 1980 г.) обозначения насосов ЦНС.
Для изготовления быстроизнашивающихся деталей насоса
применяют материалы с гарантийной наработкой не менее
следующих: проточная часть из нержавеющих сталей—10000 ч;
проточная часть из чугуна и углеродистых сталей —5000 ч.
Таблица 6.3.
Применяемое в настоящее время и предыдущее обозначения насосои ЦНС
Замененное обозначение Принятое обозначение Замененное обозначение Принятое обозначение
ЗМС-10 ЦНС 38-444-220 8МС-7 ЦНС 300-120 4 600
5МС-7 ЦНС 60-504-250 8МС-10 ' ЦНС 300-7004 1040
4МС-10 ЦНС 60-66-4-330 — ЦНС 300-7804 1300
5МС-10 ЦНС 105-98 4-490 — ЦНСК 500-1604 800
6МС-7 ЦНС 180-854 425 12 МСГ-7 ЦНСГ 850-240 -4 960
6МС-10 ЦНС 180-4764 680 13 П-340 ВП-340
— ЦНС 180-5004 900
Примечания. 1. Значения индексов: Ц — центробежный; Н — насос; С—секционный;
К — кислотоупорный; Г—грязевой. 2. Расшифровка обозначений насосов типа МС:
первая цифра — диаметр входного патрубка (мм), уменьшенный в 25 раз и округленный;
МС — многоступенчатый, секционный; цифра после тире—коэффициент быстроходности,
уменьшенный в 10 раз и округленный. 3. Расшифровка обозначений насосов типа ЦНС:
цифры после букв — номинальная подача насоса (м3/ч); цифры после дефиса—напор
в расчетном режиме (м) при минимальном и максимальном числе ступеней.
Для насосов, работающих на загрязненной, но не агрессивной
воде с содержанием твердых частиц до 0,5% по весу и размерам
до 0,2 мм гарантийная наработка до 2000 ч.
Опорами ротора являются радиально-сферические подшип-
ники; полумуфта на валу насоса ЦНС 105-98 н-490 посажена на
шпонке по скользящей посадке до упора в распорную втулку, на
которой нанесена риска для контроля установки ротора.
Для устранения явления кавитации в насосах ЦНС 1 OS-
98 -1-490, ЦНС 180-85н-425 и др. применяется гидравлическое
уплотнение вала (рис. 6.4). Вода из передней пазухи 1 через
отверстие 2 в крышке всасывания 3 поступает на втулку
Рис. 6.4. Уплотнения вала насоса ЦНС ISO-
85 4-425
124
гидрозатвора 4 и заполняет полость гидрозатвора, образован-
ного рубашкой вала 6 и расточной втулкой гидрозатвора.
Образующееся жидкостное кольцо препятствует проникновению
воздуха в первую ступень насоса через сальник 5, уплотнение
которого выполнено набивкой ХБП13Х13.
Одна часть воды из полости гидрозатвора поступает через
зазор между рубашкой вала и втулкой гидрозатвора в первое
колесо насоса, а вторая охлаждает сальник и рубашку вала.
Чрезмерная затяжка сальника препятствует просачиванию охла-
ждающей воды и увеличивает потери на трение, что вызывает
его нагрев и повышенный износ рубашки вала.
В конструкции насосов ЦНС 105-98-^490 и ЦНС 180-
500 — 900 имеются некоторые отличия от рассмотренных ранее
насосов, например, ЦНС 300. Чугунные направляющие ап-
параты заключены в стальные корпуса и стыки между ними
уплотнены резиновым шнуром диаметром 10 мм. Опорами
ротора служат подшипники скольжения, вкладыши которых
установлены в сферической расточке кронштейнов. Выходы
вала из корпуса насоса уплотнены многослойной пеньковой
набивкой ХБП16Х16. Привод насоса от электродвигателя
осуществляется через упругую втулочно-пальцевую муфту.
Контрольная риска для установки ротора нанесена на вал
со стороны полумуфты.
В табл. 6.4 даны присоединительные размеры фланцев
насосов главного водоотлива. Для одноступенчатых схем
водоотлива глубоких шахт разрабатываются и проходят про-
мышленные испытания высоконапорные шахтные насосы
ЦНС 180-500-900, ЦНС 300-650—1040 и ЦНС 300-780-1300
(см. табл. 6.1).
Насосы ЦНС 300-650 —1040 предназначены для откачки
нейтральных вод из глубоких шахт горной промышленности.
При их эксплуатации необходимо учитывать наличие меха-
нических примесей в шахтных водах, содержание которых не
должно превышать 0,1% по массе при размере твердых частиц
не более 0,1 мм. Материал быстро изнашивающихся деталей
обеспечивает гарантийную наработку не менее 5000 ч при
ресурсе насоса до капитального ремонта не менее 10000 ч.
Насосы, откачивающие шахтные воды с повышенным содержа-
нием твердых частиц (до 0,5% по массе и размеров до
0,2 мм), Имеют меньшую гарантийную наработку быстроиз-
нашивающихся деталей — до 4000 ч. При этом номинальный
напор насоса снижается на 8—10%.
Насосы этого типа в горной промышленности используются
в условиях с нормальным притоком 260—380 м3/ч; изготов-
ляются с числом ступеней от 7 до 10.
Бескавитационная работа насоса обеспечивается комплект-
ной поставкой подкачивающего насоса ВП-340 или
125
Таблица 6.4
Присоединительные размеры фланцев для насосов ЦНС
(главного водоотлива)
Размеры,
мм
Подводящий патрубок
Напорный патрубок
Диаметр,
мм:
фланца
внутрен-
ним
фланца
наруж-
ный
отвер-
стия под
болты
окруж-
ности по
центру
болтов
Число от-
верстий
под болты
125 150
34 34
250 290
150
.350
34
290
8
150
350
34
290
8
200 200 250 300 125 150 125 125 200 175 200 250
405 430 500 585 310 350 350 310 405 380 430 500
34 40 40 48 ; 34 34 34 34 34 34 . 40 41
345 360 430 500 250 290 .290 250 345 320 360 430
12 12 12 16 8 8 8 8 12 12 12 12
применением заглубленных насосных камер. Подкачиваю-
щий насос устанавливают в приемном колодце и при-
/ соединяют к всасывающему патрубку насоса ЦНС 300-
660-И 040. Насос ВП-340—одноступенчатый, с консольно
расположенным на валу одним рабочим колесом. На крыш-
ке всасывания закреплен гибкий рукав с приемной сет-
кой. Вал опирается на радиальный подшипник качения № 46318
через гайку. Дополнительные резиновые подшипники рас-
положены в корпусе и в кронштейне, заключенном между
секциями трубопровода. Выход вала уплотнен сальником,
поверхность под сальником защищена втулкой, которая
предохраняет вал от износа. Электродвигатель установлен
на подставке и соединяется с насосом зубчатой цепной муф-
той. Со всасывающим патрубком насоса ЦНС ЗОО-650-н 1040
насос ВП-340 соединяется переходным патрубком, от которого
по специальной трубке отбирается вода для охлаждения
упорного подшипника. Характеристика насоса ВП-340 приве-
дена в разд. 5, при следующих технических данных: подача—
340 м3/ч, напор 19 м; КПД—57%, частота вращения —
1485 мин-1; мощность — 31 кВт; рабочая часть характеристики
250—400 м3/ч.
126
На шахте им. Ильича (Донбасс) насосы с подкачивающим
насосом ВП-340 работали с производительностью 348—
356 м3/ч при напоре 788 м.. Это близко к правой границе
рекомендуемой заводом рабочей зоны 250—360 м3/ч. Расход
воды через разгрузочное устройство составлял 10—14 м3/ч
или 2—3,2% от производительности насоса при подпоре 15 м,
создаваемой насосом ВП-340.
Насосы ЦНС 300-780-4-1300 (см. табл. 6.1 и 6.2) пред-
назначены для откачки нейтральных шахтных вод из глубоких
шахт угольной и горнорудной промышленности с содержанием
механических примесей не более 0,1 г/л при размере твердых
частиц 0,1 мм.
Насосы конструктивно выполнены аналогично насосам
ЦНСК 500-160800, но имеют следующие особенности. Вал
между уплотнениями имеет постоянный диаметр, благодаря
чему конструкция насоса разборная с обеих сторон. Опорами
вала являются подшипники качения № 3149. На выходе из
корпусов применена сальниковая набивка марки ХПБ13X13.
Корпус направляющих аппаратов и крышки всасывания и на-
гнетания изготовлены из стали 40ХЛ. На чугунные рабочие
колеса и на их пояски напрессованы кольца из стали 4X13,
которые закалены на глубину 2 мм. Уплотняющие кольца
закалены на глубину 3—5 мм. Насос работает с подпором,
в качестве подкачивающего используется насос ВП-340. Резуль-
таты промышленных испытаний в подземных условиях насоса
ЦНС 300-1300 приведены в разд. 8.
Насосы ЦНСГ 850-240-4-960 (см. табл. 6.1 и 6.4, разд. 5)
в процессе промышленных испытаний в горнорудной промыш-
ленности показали перспективность их применения при водо-
отливе с глубоких горизонтов. Насос предназначен для откачки
нейтральных шахтных вод с содержанием механических при-
месей не более 40 г/л величиной не более 1 мм при температуре
не более 40 °C.
Корпус насоса (рис. 6.5) состоит из всасывающей крышки
3, корпуса 5 и крышки нагнетания 77, направляющих аппаратов
6 и кронштейнов переднего 7 и заднего 75. Крышки и направ-
ляющие аппараты соединяются в общий корпус стяжными
болтами 70. Ротор насоса состоит из вала 7, на котором
укреплены рабочие колеса 8, уплотненные резиновыми коль-
цами 9, дросселирующей втулкой 72 и разгрузочного диска
гидравлической пяты 73. Детали ротора стягиваются на валу
гайкой 74. Рабочее колесо первой ступени выполнено с рас-
ширенным входом для снижения кавитации. Ротор опирается
на два сферических двухрядных роликоподшипника 16 и 19
№ 3524, установленных в кронштейнах 7 и 75. Места выхода
вала и корпусов подшипников уплотнены резиновыми ман-
жетами. Насос приводится во вращение от электродвигателя
127
Рис. 6.5. Общий вид насоса ЦНСГ 850-240 — 960
через зубчатую муфту 20. Вода из разгрузочной камеры
поступает в крышку всасывания между дросселирующей втул-
кой 12 и втулкой 17, оказывая давление на диск 13 и урав-
новешивая осевой сдвиг. Из разгрузочной камеры вода по
трубам подводится в камеру, образованную передним крон-
штейном и крышкой всасывания, что предотвращает засасыва-
ние воздуха в насос й способствует охлаждению сальника.
Значительная часть воды уходит в полость всасывания между
рубашкой вала 2 и втулкой гидрозатвора 4, остальная сливается
через отверстие 18.
В конструкции насоса предусмотрено отключающее уст-
ройство на случай смещения ротора более чём на 7 мм
в направлении всасывания. Места выхода вала из корпусов
уплотнены резиновыми манжетными уплотнениями. Уплотне-
ние корпусов и направляющих аппаратов осуществляется
резиновым шнуром диаметром 10 мм.
Насосы ЦНСК 180-85^-425 (см. рис. 6.2, табл. 6.1 и 6.3)
в кислотоупорном исполнении применяют на медных рудниках
Урала, в Кизеловском угольном бассейне и на других шахтах
и рудниках при откачке кислотных шахтных вод с содержанием
свободной серной кислоты от 0,2 до 1,5%, pH <7 и при
температуре не выше 40 °C. Содержание механических примесей
должно быть не более 0,1 % по массе, а размеры твердых
частиц—не более 1 мм. Насосы рекомендуются для шахт
с нормальным притоком шахтных вод 90—185 м3/ч.
При изготовлении части деталей насосов ЦНСК 180-85 ч- 425
применяются кислотоупорные материалы. Опорами вала в на-
сосе служат два радиально-сферических подшипника № 3612,
установленных в кронштейнах по скользящей посадке. При-
водом насоса служит электродвигатель, подключаемый через
упругую втулочно-пальцевую муфту. Направление вращения —
правое со стороны электродвигателя.
Задний кронштейн, изготовленный из чугуна СЧ 21-40,
имеет вставку из стали 2Х18Н4Г5Д. В гидрозатвор подается
вода, выходящая из разгрузочного устройства, для чего
предусмотрены отверстия во вставке заднего кронштейна
и в крышке всасывания, соединяемые обводной трубкой.
Гидропята изготовлена из кислотостойкого материала —
сталь ОХ18НЮТ. Корпусные детали, соприкасающиеся с аг-
рессивной водой, и рабочие колеса изготовлены из стали
1Х18Н4Г5Д, кронштейны—из чугуна СЧ 21-40, вал—из
стали ОХ18НЮТ. Уплотняющие кольца и втулки гидрозатвора
насоса ЦНСК 180-85н-435 изготовлены из стали ОХ18Н10Т
и армированы резиной (МРТУ 38-5-1166-64), дистанционная
втулка, рубашка вала и втулка разгрузки в обоих насосах — из
стали ОХ18НЮТ. Опыт эксплуатации на шахтах Урала
при откачке кислотных шахтных вод показывает, что
129
17-5042
энергетические показатели насосов соответствуют техническим
условиям, а . показатели надежности—удовлетворительные.
Средний технический ресурс насосов до капитального ремонта
составляет 5 • 103 ч, после указанной наработки номинальный
режим снижается на 7%, а КПД—на 7—10%. Снижение
КПД объясняется откачкой сильно загрязненных шахтных
вод. Насосы проработали без ремонта 2500 ч при содержании
в шахтной воде механических примесей до 600 мг/л и значении
pH 34-3,5.
Насосы ЦНСК 500-1604-800 (табл. 6.1) используются на
откачке 'кислотных шахтных вод с водородным показателем
pH <7, при содержании серной кислоты не более 0,5%,
температуре не более 60 °C, содержании механических примесей
до 0,1% по массе и размерах твердых частиц не более 0,1 мм.
Область применения для водоотлива шахт находится в пре-
делах 225—430 м3/ч при автономной работе и 430 м3/ч при
параллельной. Габариты насосов приведены на рис. 6.3, тех-
ническая характеристика — в табл. 6.1.
Конструкция шахтных насосов в противокислотном испол-
нении аналогична конструкции насоса ЦНС 300-1204-600 (см.
рис. 6.2). Ротор насоса представляет собой вал, на который
по тугой посадке или на шпонках посажены рабочие колеса;
дистанционные и защитные втулки; диск разгрузочного уст-
ройства.
Детали ротора скреплены стяжными гайками. Вал насоса
опирается на подшипники, установленные в кронштейнах по
скользящей посадке. Корпус насоса состоит из всасывающей
и нагнетательной крышек, промежуточных секций с встроен-
ными в них направляющими аппаратами и двух кронштейнов
по обе стороны насоса. Для предупреждения механического
контакта гидропяты и колец разгрузки в конструкции насоса
предусмотрено демпфирующее устройство, которое собрано
в корпусе на втулке подшипника и соединяется с валом
посредством шпонки. Шарикоподшипник передает осевое уси-
лие от вращающегося вала на неподвижную пружину тарель-
чатого типа, через шток воздействует на выключатель и раз-
рывает цепь управления электродвигателя' в случае ухода
ротора в сторону всасывания свыше нормы (4—6 мм).
В процессе эксплуатации наблюдается снижение напорной
характеристики и характеристики КПД насоса, что объясняется
коррозионным и гидроабразивным воздействием кислотных
шахтных вод на проточную часть насоса.
Для повышения надежности работы насоса ЦНСК 5004-600
предусмотрены конструктивные и технологические меры улуч-
шения конструкции. Так, в местах выхода вала из корпуса
подшипников применяют манжеты улучшенной конструкции,
а отбойные кольца изготавливают из нержавеющей стали
130
в целях предохранения подшипников от кислотной воды.
Уплотнения сальников выполнены из антикоррозионной набив-
ки марки ПП-25. Задний кронштейн снабжен вставкой из
хромо-никелевой стали для защиты вала. Втулка гидрозатвора
и уплотнительные кольца изготовлены из стали ОХ18Н10Т
и армированы резиной. Для повышения всасывающей спо-
собности насосов и устранения явления кавитации рабочее
колесо первой ступени имеет расширенный вход, а в переднее
уплотнение вала подается вода для гидрозатвора.
6.2. НАСОСЫ ГЛАВНОГО ВОДООТЛИВА
СО СПИРАЛЬНЫМ ОТВОДОМ
Насосы главного водоотлива со спиральным отводом
(спиральные многоступенчатые) широко применяются при обо-
рудовании водоотливных установок в сложных гидрогеологи-
ческих условиях. Конструктивные особенности этих насосов—
четное число рабочих колес, разъемность корпуса в горизон-
тальной плоскости, расположение напорного и всасывающего
патрубков в нижней части корпуса, благодаря чему не требуется
отсоединение трубопроводов и уравновешивается осевое давле-
ние за счет симметричного расположения входных отверстий
рабочих колес.
Насосы ЦН400-н210 и ЦН400-105 (ЗВ-200х4 и
ЗВ-200 х 2) представляют собой спиральные насосы с симмет-
ричным расположением рабочих колес (рис. 6.6, табл. 6. 5).
Чугунный корпус насоса имеет разъем в горизонтальной
плоскости. В нижней части корпуса предусмотрены входной
и напорный патрубки, направлённые горизонтально в проти-
воположные стороны. Крепление крышки к нижней части
осуществляется шпильками и по разъему укладывается паро-
нитовая прокладка толщиной 1 мм. Ступени насоса соединены
переводными каналами. На вал ротора попарно входны-
ми воронками посажены рабочие колеса, что уравновеши-
вает осевые силы. В местах сальниковых уплотнений для
повышения их герметичности предусмотрены защитные резь-
бовые втулки.
Корпус насоса ЦН 4004-210 (рис. 6.6) состоит из верхней
6 и нижней 15 частей и имеет горизонтальный разъем
в плоскости вала. В нижней части отлиты опорные лапы
и всасывающий и напорный патрубки, что позволяет проводить
ревизию насоса без отсоединения трубопроводов и двигателя.
Ротор насоса представляет собой сборную конструкцию,
состоящую из вала 10, защитных втулок 3 и рабочих колес
16, которые посажены на вал входными воронками в про-
тивоположные стороны в целях уравновешивания осевых
Рис. 6.6. Насос ЦН 400^-210 (ЗВ-200х4);
1 — корпус подшипника: 2—крышка гидравлического уплотнения; 3—втулка защитная; 4—кольцо гидравлического уплотнения; 5—
трубка; 6—крышка насоса; 7—пробка; 8—труба; 9—грундбукса; 10—вал; 11—муфта; 12—камера; 13—корпус подшипника;
14—кронштейн; 15—корпус насоса; 16—рабочее колесо; 17—кольца уплотнительные; 18— набивка хлопчатобумажная; 19—стойка
Таблица 6.5
Технические характеристики спиральных насосов главного водоотлива
Тип спираль- ного насоса Подача, м3/ч Напор, м Частота вращения и, мин-1 Мощность электро- двигате- ля, кВт КПД насо- са Т|, % Допусти- мая ваку- умметри- ческая высота всасы- вания ^ПС.ДОП» М Диаметр рабочего колеса, мм
1 2 3 4 5 6 7 8
ЦН-400-105 250 92,5 70 4,8
(ЗВ-200 х 2) 350 83 125 75,5 . 4,8 390
450 70 74 4,3
480 64 72,2 4
270 107 69 5
360 98,8 1450 150 75 4,7 420
450 87 75,5 4,3
500 78 73,5 3,8
300 119,5 71 4,9
400 108 175 76 4,5 445
500 93,5 75 3,8
540 87 73 3,5
ЦН-400-210 250 185 70 —
(ЗВ-200 х 4) 350 166 257 75,5 4,8 420
450 140 74 4,3
480 128 72,2 4
270 214 69 5
360 197,6 1450 300 75 4,7 420
.• 450 174 75,5 4,3
500 156 73,5 3,8
300 239 71 • 4,9
400 216 350 76 4,5 445
500 187 75 3,8
540 174 73 3,5
ЦН 1000-180 1000 182 650 72 2 590
(10НМКх2) 1000 140 540 72 2 545 '
900 150 1450 500 72 2,5 545
800 206 575 70 2,8 590 ,
720 170 470 70 3 545
ЦН 1200/310 700 350 1450 920 0,725 2—5
(14М-12х4) 1000 294 1005 0,765
1200 240 1009 0,723
ЦН900/360 600 380 1450 1050 0,815 4,3
(14М-8Х4)
Примечания. 1. Масса насоса ЦН-400-210 2800 кг. 2. Масса насоса ЦН1000-180
2340 кг. 3. Коэффициент быстроходности насоса ЦН1000-180 ns=100; коэффициент
кавитации С=800. 4. Масса насосов ЦН-1200/310 10000 кг; ЦН900/360 9200 кг.
133
сил. Опорами ротора служат шарикоподшипники 1 и 13
с кольцевой смазкой. Со стороны муфты 11 предусмотрен
сдвоенный упорно-радиальный подшипник для восприятие
остаточных осевых усилий ротора.
Концевые уплотнения вала 4 выполнены сальникового типа
с мягкой набивкой 18 и уплотняющей крышкой 2. В корпусе
предусмотрена пробка 7 для выпуска воздуха и слива воды
из насоса, а также соединительная трубка 5 для подачи воды
в сальник из первой ступени насоса.
Насос ЦН400-105 устанавливается с электродвигателем на
общей фундаментной раме, а насос ЦН400-210 на раздельной,
при этом соединение с электродвигателем осуществляется
пальцевой муфтой.
Насосы ЦН1000-180 (10НМКх2) имеют два рабочих
колеса с односторонним подводом жидкости. Сальник со
стороны всасывания снабжен гидрозатвором. Корпус, рабочие
колеса и уплотнительные кольца выполнены из чугуна. Спи-
ральные отводы и диффузоры находятся в общей отливке
корпуса.
Ротор состоит из вала, на котором насажены рабочие
колеса, широкоподшипники, маслоотделители и стягивающие
гайки. Во время работы насоса в целях устранения подсосов
воздуха, охлаждения сальников и вала ротора в гидрозатвор
непрерывно подается вода из первой ступени. Поток жидкости
последовательно проходит обе ступени. Осевое давление урав-
новешивается расположением колес—симметричным, ведущи-
ми дисками друг к другу. Насосы имеют коэффициент
быстроходности Ид = 100 и кавитационный коэффициент С=800.
Насосы ЦН1000-180 успешно эксплуатируются на рудниках
цветной металлургии. При отрицательной высоте всасывания
среднее значение КПД 0,7—0,72.
Насосы 5МД, 8МД (табл. 6.6)—горизонтальные, много-
ступенчатые (трех- и пятиколесные), спирального типа; полу-
чили большое распространение при работе водоотливных
установок с отрицательной высотой всасывания. Первая ступень
насоса имеет двусторонний подвод жидкости к рабочему
колесу, остальные ступени — односторонний. Осевое давление
уравновешивается встречным расположением всасывающих от-
верстий рабочих, колес, остаточные усилия воспринимаются
упорной пятой. В насосах 8МД-6 х 5 вода из первой ступени
во вторую и третью подается по специальным переводным
трубам, расположенным в верхней части над крышкой насоса,
в две последние ступени вода поступает по каналам, отлитым
в нижней половине корпуса.
Основные детали насоса—рабочие колеса и корпус—
изготавливаются из чугуна, вал насоса — из стали. Вал опира-
ется на два подшипника скольжения с принудительной смазкой,
134
Таблица 6.6
Технические данные спиральных насосов
Тип спи- рального насоса Подача, м3/ч Напор, м Частота вращения мнн"1 Мощ- ность электро- двигате- ля, кВт КПД О Диаметр колеса DK, мм Рабочая зона, м3/ч
1 . 2 3 4 5 6 7 8
12Д-6 820 228 1450 500 73 546 650—950
8М-8 х 4 190 725' 1450 240 72 375 160—230
ЮМ-7 х 6 300 _430 1470 ...480— .74.. 456. • 22Q—380
Т0М---85Г6—' 320 2^5“ “ 14’70 250 76 400 “ " 250—W
28М-12х2 3000 200 980 2100 72 890 2202—3200
5МД-7 х 3 144 234 2950 140 74 289 110—160
8МД-12хЗ 260 210 2900 202 75 262 210—320
8МБ-9х2 ЗбО 315 2950 480 73 360 220 — 500
Д200-36 200 36 1450 20 71 180—220
Д320-50 ' 320 50 1450 45 71 250—340
360 54 1450 60 74 280—370
Д630-90 600 40 960 72 78 550—620
500 36 960 64 79 450—520
720 90 1450 190 80 680—740
Д1600-90 1600 90 1450 580 82 — 1400—1700
1080 40 960 160 83 — 850—1100
900 30 960 120 85 — 700—950
Д800-57 800 57 1450 . 180 78 — 700—850
950 50 1450 190 79 — 800—1100
ЮН-8 х 4 400 720 1450 1400 74 280 360—420
14Н-12х2 1000 420 1450 1600 75 540 800—1200
8НД-10Х 5 400 500 2950 500 74 300 320—430
12ЙД-11 х2 . 1000 280 2950 850 76 460 800—1200
16НД-ЮХ 1 2000 220 2950 1700 75 280 1800—2100
уплотнен обычными сальниками с мягкой набивкой и грандбук-
сами.
Насос ЦН1200-?310—четырехступенчатый, с горизонталь-
ным разъемом корпуса. Рабочие колеса имеют односторонний
подвод жидкости. Основные детали этого насоса — корпус,
крышка, рабочие колеса—выполнены из стали марки 35Л..
Вал, выполненный также из стали, защищен у сальников
сменными втулками (рис. 6.7). Опорами вала служат три
подшипника, из которых два крайних — скользящего типа
с вкладышами, залитыми баббитом, и кольцевой смазкой,
средний—того же типа с водяной смазкой.
Осевое усилие уравновешивается симметричным расположе-
нием колес. Насосы получили распространение в условиях
обводненных рудных месторождений, где притоки рудничных
вод составляют 600—1200 м3/ч.
Насосы ЦН900/360 (см. табл. 6.5)—горизонтальные, че-
тырехступенчатые, с уравновешенным ротором и охлажда-
емыми водой сальниками. Вал ротора насоса опирается на
135
00£1
Рис. 6.7. Насос ЦН 1200^-310 (14М-12х4):
1 — полумуфта; 2—корпус подшипника; 3— сальник; 4—переводные трубы; 5—крышка; 6—трубка; 7—хлопчатобумажная набивка сальника;
8—вал; 9—рабочее колесо; 10—корпус; 11— подшипник; 12—кольцо защитное
два двухрядных шариковых подшипника, что повышает надеж-
ность работы относительно других насосов спирального типа.
На рудниках насосы этого типа эксплуатируются при от-
рицательной высоте всасывания без бустер-насосных агрегатов
и благодаря этому без явлений кавитации.
Насосы 8Н Д- 10x5, 10Н-8 х 4, 12НД-11 х 2 — многоступен-
чатые, высоконапорные; применяются при разработке обвод-
ненных рудных месторождений для откачки нейтральных
шахтных вод. Литой корпус насоса состоит из двух половин,
разъем—осевой. .
Многие из насосов типов Н и НД применяются в нефтяной
промышленности для закачки воды в пласт и в горнорудной
промышленности при организации одноступенчатых схем водо-
отливных установок глубоких горизонтов.
Преимущества конструкции: уравновешенность осевой силы
симметричным расположением рабочих колес; двусторонний
подвод жидкости, к рабочему колесу и отсутствие кавитаци-
онных явлений, разъемность корпуса в горизонтальной плос-
кости; расположение всасывающего и нагнетательного патру-
бков в нижней половине корпуса и, следовательно, возможность
ревизии насоса без отсоединения трубопроводов и двигателя.
Недостатки насосов этого типа: большая масса и значительные
габариты; увеличенный объем фундаментов под установки.
Насосы создают напор до 700—1000 м при частоте враще-
ния 1474—2950 мин-1 и диаметре рабочих колес
D2 = 275-i-350 мм (см. табл. 6.6).
Насос 8НД-10х5—пятиступенчатый с последовательным
соединением рабочих' колес посредством переводных труб.
Рабочее колесо с двусторонним подводом жидкости, насажено
на вал по тугой посадке; Остальные колеса насоса имеют
односторонний вход, закреплены на валу попарно по сколь-
зящей посадке. В уплотнительных, кольцах предусмотрен го-
ризонтальный разъем, что позволяет заменять их без разборки
ротора.
Сальниковые уплотнения вала выполнены в торцевом
исполнении, с мягкой набивкой. Разгрузка осевого давления
перед уплотнением осуществляется путем отвода части жид-
кости в приемный патрубок, где также установлен упорный
подшипник.
Частота' вращения насоса 2950 мин-1, напор до 500 м при
отрицательной высоте всасывания—до 10 м. Регулирование
подачи и напора осуществляется путем подбора диаметра
рабочих колес в пределах 225—300 мм. Насос приводится
в действие асинхронным двигателем 2АЗМ1-500/6000 при
кратности пускового тока 5,2 и нормальном токе 54,8 А.
Масса насоса 2400 кг. Характеристика и гидравлическая схема
насбса"7щйёе/Цёны" на рис. 6.8.
137
18-5042
Рис. 6.8. Гидравлическая схема (а) и характеристики (б) спирального насоса
8НД-10х5 при различных диаметрах рабочего колеса:
1—£>2 = 300 мм; 2—£>2 = 275 мм
Насос 1ОН-8 х 4 * имеет четырехступенчатую гидравличес-
кую схему с последовательно соединенными ступенями давле-
ния. Первая и вторая ступени соединены переводной трубой.
Соединения между остальными ступенями осуществляются
каналами внутри корпуса насоса. Рабочие колеса насажены на
вал по тугой посадке попарно, направлены в противоположные
стороны и гидравлически уравновешены. Осевое давление
рабочими колесами воспринимается через радиально-упорные
подшипники. При применении насосов в условиях отрицатель-
ной высоты всасывания с подпором от 5 до 10 м явления
кавитации отсутствуют. Для привода насоса применяются
двигатели типа ДАВ или ВАО мощностью 1000 кВт. Характе-
ристика и гидравлическая схема насоса приведена на рис. 6.9.
Рис. 6.9. Схема движения потока жидкости (а) и их характеристики (б)
в многоступенчатых спиральных насосах:
------ 10Н-8Х4 (Я, N, ч, Явепод);----14Н-12х2 (Яр Я„ П1, Я1ВС„Д)
* Расшифровка типа: первая цифра—диаметр патрубка (мм), уменьшенный
в 25 раз, Н — нефтяной, Д—первое колесо двустороннего входа, вторая
цифра—коэффициент быстроходности, уменьшенный в 10 раз, третья цифра —
число ступеней.
138
Рис. 6.10. Гидравлическая схема (а) и характеристики (6) спирального насоса
12НД-11Х2
Насос 12НД-11х2—двухступенчатый, спирального типа
с рабочим колесом двустороннего входа. Между ^рабочими
колесами и корпусом для снижения объемных потерь уста-
новлены уплотнения лабиринтного типа. Отводы в целях
снижения гидравлических потерь и улучшения гидродинамики
потока—спирального типа.
Рабочие колеса, изготовленные из стали 35Л, для снижения
гидроабразивного износа насоса снабжены защитными коль-
цами. Ротор насоса гидравлически уравновешен, остаточное
же усилие воспринимается подшипниками.
Особенности конструкции насоса: рабочее колесо первой
ступени имеет двусторонний вход жидкости; для уплотнения
вала используются торцевые уплотнения; жидкость из первой
ступени во вторую поступает по внутренним переводным
каналам; уплотнения рабочих колес выполнены в виде колец
специальной конструкции. Ревизия насоса производится путем
съема верхней крышки корпуса, без отсоединения трубопро-
водов и электродвигателя. Гидравлическая схема насоса и ха-
рактеристика приведены на рис. 6.10, а техническая характе-
ристика в табл. 6.6.
Насосы Д200-95-нД630-90 (4НДВ4-8НДВ)— горизонталь-
ные с полуспиральным отводом к двустороннему рабочему
колесу, используются в горной промышленности в качестве
вспомогательных перекачных установок для откачки слабо
минерализованных и неагрессивных шахтных вод (табл. 6.7).
Насос типа Д — одноступенчатый, горизонтальный, имеет
рабочее колесо с двусторонним входом. Ротор гидравлически
уравновешен, остаточное осевое усилие воспринимается ша-
рикоподшипником на свободном конце вала (рис. 6.11).
Горизонтальный разъем между нижней частью корпуса
и крышкой уплотнен мягкой прокладкой. Корпус насоса
представляет собой сложную отливку из чугуна СЧ18
с отлитыми водопроводящими полостями, через которые
18* 139
Таблица 6.7
Основные параметры и габаритные размеры насосов двустороннего входа
Насос Подача, м3/ч • Напор, м Частота вращения п, мин-1 Мощ- ность,. кВт КПД, .%’ Допуска- емый ка- вйтацион- ный запас Габаритные размеры, мм Масса, кг
Длина Ширина Высота
1 2 3 4 5 6 7 •8 9 10 и
Д200-95 (4НД„) 200 95 2950 . 85 70 6,5 830 . 730 520 210
100 23 1450 10 70 3-,5
Д320-70 (6НДД 320 70 2950 90 78 6,0 1280 ' 800 570 . 250
Д200-36 (5НД„) ' 200 36 1480 . 35 72 6,0 830 800 620 270
Д320-50 (6НД„) 320 50 1450 76 75 4,5 1287 970 700 370
Д630-90 (8НДВ) 630 90 1450 75 75 4,5 . 1160 .1200 870 730
Примечания. 1. В скобках даны обозначения насосов, предшествующие действующим. 2. Значение указанной мощности насоса
соответствует правой точке верхней' границы поля Q — Н при плотности жидкости р= 1000 кг/м3. 3. Масса приведена для насосов,
изготовленных из чугуна марки СЧ18.
Рис. 6.11. Насос двустороннего входа Д200-95 (НДв):
1—подшипники; 2—коренной вал; 3 — уплотнения; 4— переводная трубка; 5— отвод;
б — верхняя крышка; 7—рабочее колесо двустороннего входа; 8—кольцевые уплотнения;
9 — муфта; 10, И — опорные лапы; 12—корпус
происходит двусторонний подвод жидкости к рабочему
колесу, и спиральным отводом, переходящим в напорный
патрубок.
Перетоки жидкости по валу устраняются путем установки
паронитовых прокладок, уплотняющих торцы рабочих колес,
и защитных втулок вала. Защитные втулки вала из стали
35Л предохраняют его от гидроабразивного износа. Вал насоса
опирается на двусторонние выносные опоры, в которых
установлены шарикоподшипники. Концевые сальниковые уп-
лотнения вала выполнены с применением гидрозатвора, и под-
вод воды осуществляется из напорной полости насоса. Под-
водящий и напорный патрубки расположены ниже плоскости
разъема перпендикулярно оси вала под углом 180° друг
к другу, что позволяет производить осмотр и ревизию вала
без демонтажа трубопроводов.
В нижней части корпуса имеются кронштейны для крепления
насоса к фундаменту. Вращение насоса правое (по часовой
стрелке со стороны электродвигателя). Соединение электро-
двигателя с насосом осуществляется через втулочно-пальцевую
муфту. Конструкции щелевых уплотнений усовершенствованы.
Для изготовления дистанционных втулок, рубашки вала и саль-
никовых уплотнений, в целях повышения наработки на отказ
141
узлов и деталей насоса используются высококачественные
материалы.
Опыт эксплуатации шахтных насосов показывает, что
создание максимально благоприятных условий работы спи-
ральных насосов (ограничение гидроударных явлений, соб-
людение точности монтажа и центровки, фильтрация масла,
строгое соблюдение правил технической эксплуатации) уве-
личивает их средний ресурс до капитального ремонта до
18—20 тыс. ч.
Шахтные спиральные насосы подверглись конструктивной
модернизации при незначительном изменении их основных
параметров — подачи и напора. В результате повышена быстро-
ходность, снижены масса и габариты, переводные внешние
трубы заменены внутренними переводными каналами, подшип-
ники скольжения заменены на подшипники качения. Кроме
того, производится выбор оптимального профиля лопаток
рабочего колеса и усовершенствуется конструкция жесткого
ротора в целях снижения вибрации насоса. Благодаря принятым
мерам повышены КПД и эффективность работы спиральных
насосов, расширена область их применения в горной промыш-
ленности.
6.3. НАСОСЫ УЧАСТКОВОГО
И ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ВОДООТЛИВА
Насосы участкового водоотлива используют при
малых притоках (20—60 м3/ч). Тогда организуют временные
насосные камеры и водосборники малой емкости, насосные
агрегаты устанавливают вместе с рамой на почве уклонов,
бремсбергов, квершлагов и других горных выработок. Применя-
ют в таких случаях многоступенчатые центробежные насосы
в горизонтальном или вертикальном исполнении с частотой
вращения вала 1500 или 3000 мин-1.
Насосы ЦНС 38-44—220 получили распространение на
участковом водоотливе для откачки нейтральной загрязненной
воды при температуре не выше +80 °C и содержании не
более 0,5% по массе твердых примесей с частицами мак-
симального размера до 0,2 мм. По конструкции эти насосы
аналогичны секционным насосам, рассмотренным выше. Опо-
рами ротора служат два подшипника № 3612, установленные
в кронштейне на скользящей посадке. Кронштейн допускает
перемещение ротора в осевом направлении. Подшипниковые
камеры уплотнены манжетами и закрыты от попадания воды
отбойными кольцами. Разгрузка осевого усилия осуществляется
с помощью разгрузочной втулки, и диска. Шахтная вода,
выходящая из разгрузочного устройства, по обводной трубе
через отверстие во всасывающей крышке попадает в полость
142
гидрозатвора. При этом образуется жидкостное кольцо, спо-
собствующее устойчивой работе насоса.
Продолжительность работы быстроизнашивающихся дета-
лей насоса составляет 3000 ч, а ресурс до капитального
ремонта — 6000 ч. Насосы успешно работают при подаче от
25 до 35 м3/ч.
Техническая характеристика насосов участкового водоотлива
и основные размеры, зависящие от числа колес, приведены
в табл. 6.8 и на рис. 6.12, а размеры, не зависящие от числа
колес,— в табл. 6.9.
Таблица 6.8
Технические характеристики и размеры насосов участкового водоотлива
Типоразмер насоса Напор, м Мощность, кВт Допустимая высота всасывания ^Гдоп> М Подача на- соса в пределах рабочей части харак- теристики Размеры (мм), зависящие от числа колес, по рис. 6.12 Масса, кг
L Л h
Подача 38 м3/ч; г] = 0,62; »s=100; л=2950 мин ‘;Нх = 25 м
ЦНС 38-44 44 И 5,0 28—48 839 85 195 185
ЦНС 38-66 66 15 5,0 28—48 910 156 266 213
ЦНС 38-88 88 18 5,0 28—48 981 227 337 241
ЦНС 38-110 110 22 5,0 28—48 1052 298 408 269
ЦНС 38-132 132 30 5,0 28—48 1123 369 479 297
ЦНС 38-154 154 30 5,0 28—48 1194 440 550 325
ЦНС 38-176 176 30 5,0 28—48 1265 511 621 353
ЦНС 38-198 198 45 5,0 28—48 1336 582 672 381
ЦНС 38-220 220 45 5,0 28—48 1407 653 763 409
Подача 60 м3/ч; П = 0,7; ns = 70; п = 1500 мин = 25 м
ЦНС 60-50 50 17 4,5 48—80 1081 165 245 500
ЦНС 60-75 75 22 4,5 48—80 1176 260 340 574
ЦНС 60-100 100 30 4,5 48—80 1271 355 435 648
ЦНС 60-125 125 40 4,5 48—80 1366 450 530 722
ЦНС 60-150 150 55 4,5 48—80 1461 545 625 796
ЦНС 60-175 175 55 4,5 48—80 1556 640 720 870
ЦНС 60-200 200 75 4,5 48—80 1651 735 815 944
ЦНС 60-225 225 75 4,5 48—80 1746 830 910 1018
ЦНС 60-250 250 75 4,5 48—80 1841 925 1005 1092
Подача 60 м3/ч; П = 0,65; «s=100; « = 2950 мин = 33 м
ЦНС 60-66 66 22 5,0 48—80 870 102 212 239
ЦНС 60-99 99 30 5,0 48—80 950 182 292 276
ЦНС 60-132 132 40 5,0 48—80 1030 262 372 313
ЦНС 60-165 165 55 5,0 48—80 1110 342 452 350
ЦНС 60-198 198 55 5,0 48—80 1190 422 532 374
ЦНС 60-231 231 75 5,0 48—80 1270 502 612 410
ЦНС 60-297 297 75 5,0 48—80 1350 582 692 447
ЦНС 60-264 264 75 5,0 48—80 1430 622 772 483
ЦНС 60-330 330 100 5,0 48—80 1510 742 852 520
Примечания. . Подача насосов указана в пределах рабочей части характеристики.
2. Область работы поля Q — Н обеспечивается базовым рабочим колесом (без обточки).
3. Интервалы изменения октавных уровней звуковой мощности насосов ЦНС находятся
в пределах 97—117 дБА. 4. Характеристики насосов ЦНС 60-66-ь330 относятся также
к насосам ЦНСК 60-66 ч-330.
143
Рис. 6.12. Общий вид насосов участкового водоотлива
Энергетические и напорные характеристики насосов см.
разд. 5. Конструкция насосов, характеристики которых приве-
дены в табл. 6.8, имеет много общего с конструкцией ранее
рассмотренных секционных насосов, поскольку состоят из
направляющих аппаратов и их корпусов, крышек всасывания
и нагнетания, переднего и заднего кронштейнов, ротора, на
валу которого закреплены рабочие колеса, рубашка вала,
втулка, дистанционная втулка и гидропята.
Насосы ЦНСК 66-66-?ЗЗО (рис. 6.13, см. табл. 6.8 и 6.9)
применяются в горной промышленности для перекачивания
кислотных шахтных вод при pH < 7, температуре до + 60 °C,
содержании серной кислоты не более 0,5% и наличии меха-
нических примесей в пределах 0,5% с размером частиц не
более 0,2 мм. Средняя наработка на отказ 2000 ч, средний
ресурс 4000 ч. Насосы широко используются на участковом
водоотливе с нормальным притоком 35—65 м3/ч.
Насосы ЦНСК 60-66-1-330 в конструктивном исполнении
отличаются направляющими аппаратами, которые выполнены
заодно со своими корпусами и имеют уплотняющие кольца,
разделяющие всасывающую и нагнетательную полости сосед-
них секций. Средняя безотказная работа насоса гарантируется
Таблица 6.9
Размеры насосов участкового водоотлива, нс зависящие от числа рабочих колес
Тип насоса Размеры (мм) по рис. 6.12
/з ь Л1 /?2 А> Аз
ЦНС 38-44-220 230 230 200 350 420 400
ЦНС 60-50-4-250 340 340 280 520 600 472
ЦНС 60-66-330 270 340 280 430 500 397
144 >
2 3
4
5 6
Рис. 6.13. Насос участкового водоотлива:
1, 7 — сальниковые уплотнения; 2—спиральный подвод; 3 — всасывающая крышка; 4—
корпус; 5 — стягивающие болты; б—нагнетательная крышка; 8—вал; 9—подшипники
качения; 10—муфта; II— направляющий аппарат; 12—обратные лопатки; 13 — рабочее
колесо; 14 — всасывающий патрубок
в течение 6000 ч; средний ресурс до капитального ремонта
составляет 10000 ч, затем напор снижается на 17%, а КПД —
на 19%. Высокий коэффициент быстроходности ступеней обес-
печивает хорошие энергетические показатели.
Конструкция насоса ЦНСК 60-66-?-330 аналогична кон-
струкциям насосов, рассмотренным выше. Вал ротора опи-
рается на два радиально-сферических подшипника . № 1608,
уплотнение его осуществляется сальниковой набивкой ПП-10.
Соединения кольца гидропяты с гидропятой и кольца разгрузки
с крышкой нагнетания выполнены без резиновых уплотняющих
прокладок. Насосы изготовляются с числом ступеней от
2 до 10.
Насосы ЦНС 60-50-?-250 (см. табл. 6.8) предназначены для
перекачки нейтральных шахтных вод при температуре до
80 °C с содержанием механических примесей в пределах 0,1 %
по массе с размером частиц не более 0,1 мм. Насосы
используются в установках участкового водоотлива с притоком
от 40 до 75 м3/ч. Отличием конструкции насосов ЦНС
60-66-?-330 от насосов ЦНС 60-504-250 является следующее:
опорами ротора служат радиально-сферические подшипники;
уплотнение вала в местах выхода осуществляется сальниковой
набойкой ПП-10, улучшено соединение кольца гидропяты
с кольцом разгрузки и крышкой нагнетания.
Завод-изготовитель и институт «Гипромашуглеобогащение».
проводят большие работы по модернизации серийно вы-
пускаемых насосов ЦНС 60-250, ЦНС 60-360 и других
в целях улучшения их конструкции, увеличения ресурса
19-5042 145
работы и снижения металлоемкости. Снижение массы насосов
достигнуто благодаря совершенствованию гидравлической схе-
мы проточной части насосов: крышки всасывания и нагнетания
выполнены открытыми; направляющие аппараты изготовлены
из полипропилена с обратными лопатками.
Для повышения износостойкости щелевые уплотнения снаб-
жены парой—кольцом из резины и пояском из нержавеющей
стали, а гидропята выполнена резинометаллической. В целях
снижения вибрации насоса усовершенствована упругая муфта,
а на диске разгрузки предусмотрены съемные уравновеши-
вающие кольца. Чтобы повысить надежность работы, на
корпусе подшипника установлен индикатор осевого положения
ротора, а для предохранения от попадания влаги и абразива
между валом и рабочим колесом предусмотрены защитные
уплотнения. Благодаря принятым мерам снижается металлоем-
кость насоса на 15% и повышается ресурс работы до
капитального ремонта на 30%.
Насосы вспомогательного водоотлива, предназ-
наченные для проходки горизонтальных и вертикальных вы-
работок при незначительных притоках (5—10 м3/ч), устанав-
ливаются временно на рамах, без фундаментов.
Насос К-60М (табл. 6.10, рис. 6.14) применяется при
перекачке неагрессивной шахтной воды с содержанием меха-
нических примесей до 0,5% по массе при размере частиц не
более 1 мм.
Чугунная отливка спирального корпуса выполнена заодно
с всасывающим и нагнетательным патрубками и крепится
к кронштейну. Отверстие в верхней части спирального корпуса
служит для выпуска воздуха при заливке насоса, в нижней—для
слива воды при остановке. Изготовленный из ст. 5 вал насоса
опирается на два подшипника № 308, установленных в мас-
ляной ванне с турбинным маслом 30. Масляная ванна
герметизируется сальниковым уплотнением, установленным
в расточках корпуса, и крышкой подшипников. Вал насоса
уплотняется сальниковой набивкой, пропитанной антифрикци-
онным составом. Привод от электродвигателя осуществляется
с помощью эластичной муфты при правом вращении, если
смотреть со стороны электродвигателя.
При откачке шахтных вод с повышенным содержанием
механических примесей в корпусе насоса К-60М происходит
значительный износ боковых зазоров в корпусе у рабочего
колеса. По причине повышенного износа увеличиваются объем-
ные потери, снижается КПД и понижается напорная харак-
теристика. Для устранения этого явления в процессе эксплу-
атации в местах износа применяют более гидроизносостойкие
материалы, например нержавеющие стали, или упрочняют
металл.
146
о
Таблица 6.10
Характеристика насоса вспомогательного водоотлива для нейтральных шахтных вод
Тип насоса Подача, м3/ч Напор, м КПД, % Частота вращения, мин'1 Рабочая.часть характерис- тики, м3/ч Мощность насоса, кВт Габаритные размеры, мм Масса, кг
Длина Высота Ширина
2К-6 20 30 64 10—30 2,6 312 300 220 35
ЗК-6 45 54 64 2950 30—61 10,5 608 410 310 116
4К-6 90 87 65 18—32 32,8 630 440 310 138
4К-8 90 55 79 18—31 18,5 608 410 310 116
К-60М 60 20 65 1450 48—80 5 409 442 408 66
ЦНМ 1-60-100 60 100 67 2950 48—80 40 1390 . 750 580 800
Н-1М 25 40 52 6300 20—25 6,8 330 490 450 30
ВШН-150 150 30 62 1450 140—170 20 860 600 610 337
ШН2-200 200 40 62 190—210 34 950 ; 605 675 329
6Ш-8 250 ' 54 70 240—260 54 1085 695 750 486
НШЛ-1 17 9 61 1450 15—22 1,7 — 645 — 50
Примечания. 1. Насосы 2К-6, ЗК-6, 4К-6 и 4К-8 имеют диаметр рабочего колеса соответственно 162, 218, 272 и 218 мм. 2. Допускаемая
высота всасывания в расчетах принимается //вс лоп —5,5^-6 м. 3. Расшифровка типа насоса:, первая цифра—внутренний диаметр всасывающего
трубопровода, уменьшенный в 25 раз, вторая цифра—быстроходность, уменьшенная • в 10 раз.
Рис. 6.15. Насос ЦНМ 1-60-100:
1—фланец двигателя; 2—кронштейн; 3— дистанционная втулка; 4 — отражательное
кольцо; 5 — вал; б—втулка; 7—резиновое кольцо; 8—сальниковое уплотнение; 9—корпус;
10—рабочее колесо; 11— уплотнение колеса; 12—фланец; 13 — гайка; 14— фигурная шайба
Насос ЦНМ 1-60-100 (рис. 6.15, см. табл. 6.10) — моноблоч-
ный, одноступенчатый; используется для откачки неагрессивной
шахтной воды с содержанием механических примесей до 0,1%.
Гарантированный ресурс до капитального ремонта составляет
3000 ч. Насос выполнен в одном блоке с асинхронным
148
электродвигателем фланцевого типа КОФ41-2МНУ2 мощно-
стью 40 кВт. Чугунный кронштейн насоса закрепляется на
фланце электродвигателя. Периферийная часть переднего торца
выполнена в форме фланца, к которому крепится корпус,
отлитый заодно с напорным патрубком, а внутренняя спираль-
ная полость плавно переходит в диффузор отвода. К фланцу
корпуса присоединена крышка, отлитая заодно с подводящим
патрубком; стыки кронштейна корпуса и передней крышки
уплотнены резиновым шнуром диаметром 4 мм. Рабочее колесо
посажено на вал электродвигателя и закреплено гайкой с левой
резьбой. В диске рабочего колеса предусмотрены отверстия для
разгрузки подшипников электродвигателя от осевого усилия. На
выходе из кронштейна вал уплотняется сальниковым уплотнени-
ем с гидрозатвором, сальниковая набивка ТП сечением
10 х 10 мм поджимается втулкой. Вода для гидрозатвора подает-
ся из задней пазухи рабочего колеса через отверстие в кронштей-
не. Моноблочные насосы малогабаритные, допускают возмож-
ность установки без фундамента, имеют низкую стоимость,
высокую ремонтопригодность и удобство в эксплуатации.
Турбонасос Н-1М используется для откачки шахтной
неагрессивной воды из забоя при проходке уклонов и других
горных выработок. Преимущества турбонасоса — малые габа-
риты, простота устройства и транспортирования. Для нор-
мальной работы насос периодически останавливают в целях
оттаивания канала выхлопного патрубка и сопел.
Насосный агрегат состоит из центробежного насоса и пнев-
матической активной турбины в общем алюминиевом корпусе.
При нажатии на рукоятку в верхней части корпуса предохра-
нительный клапан включает сжатый воздух, который поступает
в сопла турбины. Нижняя часть корпуса турбонасоса выполнена
в виде спирального отвода, переходящего в напорный патрубок,
к которому крепится водонапорный шланг и шланг, подво-
дящий воду в полость резиновой диафрагмы предохранитель-
ного клапана. Клапан автоматически отключает подачу воздуха
в турбину при давлении в напорном патрубке менее 80 кПа.
При геодезической высоте подачи более 8 м в напорном
трубопроводе предусматривается обратный клапан. Рабочее
колесо установлено в спиральном отводе с зазором в задней
пазухе до 0,5 мм, щелевые уплотнения рабочего колеса об-
разованы раструбом, втулкой и поясками рабочего колеса.
В процессе эксплуатации установлено, что насос Н-1М
имеет подачу в пределах 18—25 м3/ч при откачке шахтных
вод с объемной концентрацией взвешенных частиц не более
0,2% и размером до 2 мм. Нормальная подача насоса
обеспечивается при поддержании постоянного давления в сети
сжатого воздуха, объемном расходе 6 м3/мин и диаметре
подводящего воздушного шланга 32 мм.
149
Рис. 6.16. Насос К и КМ
Насосы типов К и КМ имеют три основные части —
корпус, крышку и вал, на котором гайкой закреплено рабочее
колесо. Осевое усилие выравнивается посредством разгрузочных
отверстий, просверленных в ведущем диске колеса (рис. 6,16).
Зазоры между колесом и корпусом уплотнены кольцами.
Сальник с хлопчатобумажной набивкой закрывается прижимной
втулкой. Втулка служит подшипником со' стороны рабочего
колеса. Техническая характеристика приведена в табл. 6.10,
напорная характеристика на одно рабочее колесо — в разд. 5.
Для смазки подшипников применяется турбинное масло 30.
Насос имеет спиральный корпус 9 и рабочее колесо 8,
насаженное на вал 4 и закрепленное на нем шпонкой 7 и гайкой
10 с левой резьбой. В крышке насоса 6 расположен узел
уплотнения, состоящий из крыши 5, набивки сальника 3 и при-
жимной втулки 2.
Для снижения объемных потерь в насосе зазоры между
рабочим колесом и корпусом уплотнены кольцами 1.
Ряд консольных насосов пополнился новыми типами
(К, КМ) с осевым входом [13].
Насосьг выполняются на отдельной стойке (тип К) или
в моноблочном исполнении с электродвигателем (тип КМ)
и предназначаются для перекачивания шахтной воды со зна-
чением водородного показателя pH = 7 с содержанием меха-
нических примесей не более 0,1% и размером не более 0,2 мм.
Преимущества консольных насосов — малые масса и габа-
риты, облегчающие транспортирование по горным выработкам
и доступ к рабочему колесу, а также ремонтопригодность.
150
Рис. 6.17. Шламовый насос ШН 2-200:
I — рабочее колесо; 2—крышка; 3—кольца; 4—шарикоподшипник, воспринимающий
радиальную нагрузку; 5—вал; 6—устройство для заливки масла; 7—шарикоподшипник,
воспринимающий осевое усилие; 8 — отверстие для заправки маслом; 9—крышка;
10 — втулка; II—заднее защитное кольцо; 12—крышка; 13— манжет; 14—гайка; 15—
переднее защитное кольцо
Шламовые насосы (рис. 6.17, см. табл. 6.10) применя-
ются для откачки неосветленных вод при очистке водосбор-
ников от шлама и на вспомогательном водоотливе.
Насосы центробежные, консольные, одноступенчатые со-
стоят из двухлопаточного рабочего колеса открытого типа,
закрепленного на валу шпонкой и гайкой. Шарикоподшипники
воспринимают радиальную и осевую нагрузку. Торцевые
уплотнения вала осуществляются с помощью кольца, манжеты
и втулки, которые прикрепляются болтами к крышке.
Характеристика на одно колесо шламового насоса приведена
в разд. 5.
6.4. ОБЪЕМНЫЕ НАСОСЫ
К объемным насосам относится большое количество различ-
ных типов—поршневые, плунжерные, шестеренные и др.
Поршневые и плунжерные насосы работают по принципу
вытеснения жидкости поршнем, при котором механическая
энергия преобразуется в гидравлическую энергию давления.
Поршневые насосы имеют недостатки: неравномерность пода-
чи, меньшая быстроходность по сравнению с центробежными
насосами, наличие кривошипно-шатунной передачи, значитель-
ные масса и габариты. В горной промышленности поршневые
насосы применяются ограниченно, в основном при проходке
151
Рис. 6.18. Конструкция винтового насоса типа 1В (а) и характеристики насосов:
б— 1В20/10; в—1В20/6; г —1В6/5
I—рама; 2—всасывающий контур; 3—карданный вал; 4— обойма; 5—однозаходный
винт; 6—опорный корпус; 7—ведомая муфта; 8—сальники с мягкой набивкой;
9—защитная втулка; 10—вал; 11, 12—передняя и задняя опоры вала; 13—ведомая
полумуфта; 14—двигатель
уклонов, когда высота подъема непрерывно изменяется, и при
очистке водосборников.
Винтовые насосы (рис. 6.18, табл. 6.11) используются
в горной промышленности для перекачки шахтных вод с со-
держанием механических примесей до 5% по массе и размере
твердых частиц 2—3 мм.
К достоинствам винтовых насосов относятся компактность
конструкции, отсутствие кривошипно-шатунного механизма
и клапанов, малые масса и габаритные размеры, непосредст-
венный привод от двигателя, к недостаткам — малая подача
и незначительный напор.
Одновинтовой насос 1В20/10 (В — одновинтовой; числитель
дроби—округленное значение подачи, л, на 100 оборотов
винта, знаменатель—давление нагнетания, Па) и электродви-
гатель смонтированы на общей раме, выполненной из
швеллера № 10 для удобства транспортирования в виде
салазок.
152
20-5042
Таблица 6.11
Основные параметры и размеры одновинтовых насосов
Тип насоса Пода- ча, м3/ч На- пор, м Рабочая часть харак- теристики, м3/ч Мощ- ность насо- са, кВт Частота враще- ния, мин-1 КПД, % Размеры, мм Масса, КГ
Диаметр винта Эксцен- триситет Шаг винта Длина обоймы Длина Ширина Вы- сота
1В6/6 5 1,4 48 200 830 190 245 40
1В6/10 10 2,8 51 450 1050 190 245 55
1В6/16 5 16 4,5—6,5 4,5 1450 50 40 4 72 710 ИЗО 210 340 85
1В6/25 25 6,8 52 1000 — — — 105
1В20/5 50 4,0 64 250 1610 500 543 206
1В20/10 16 10 15,5—17,5 10,0 1450 63 60 6 80 500 1860 510 590 240
1В20/25 25 12,5 64 800 1870 520 600 250
1В20/50 50 20,0 64 1250 — — — —
1В20/5 5 6,3 320 1110 210 320 125
1В50/10 25 10 .24—27 12,5 980 80 8 102 630 1420 210 320 135
1В50/16 16 20,0 — — — — 1000 — — — —
1В50/25 25 30,0 1000 1560 290 350 202
ВНМ-18-20 18 50—80 17—22 18 1450 0,55 56 . 10 по 1990 1990 552 480 108
Примечание. Высота всасывания Явс доЬ = 6 м.
Рабочая часть насоса состоит из однозаходного винта,
резиновой обоймы и всасывающего корпуса. Обойма насоса
представляет собой стальную футерованную изнутри резиной
трубу диаметром 105 мм для насосов 1В20/10 и 1В20/5
и 84 мм—для насосов 1В6-5.
Крутящий момент от электродвигателя через упругую
муфту передается приводному валу, от приводного вала—:
карданному валу. Винт и двухзаходная обойма—основные
рабочие органы насоса, сообщающие энергию перекачиваемой
жидкости. Передней опорой приводного вала служит ради-
ально-упорный подшипник, на который (или опорные подшип-
ники скольжения) передается осевое усилие. Крышки подшип-
ника герметизированы войлочными уплотнениями.
Расчет подачи винтовых насосов определяется их конструк-
тивными соотношениями:
Q = 4etdBn
где Z—шаг винта, м; е — эксцентриситет, м, т. е. расстояние
от центра поперечного, сечения винта до его оси; dB—диаметр
сечения винта, м; п — частота вращения, мин”1.
Действительная подача насоса <2 = <2т,'г1оУ> где объемный
коэффициент полезного действия т|0 = 0,8 4- 0,85.
Подача зависит от величины зазоров в паре обойма — винт,
разности давлений и свойств шахтной воды.
Осевая сила определяется по уравнению
РОС = К(РН — Рв) (к/?2- 8eR), (6.2)
где Х= 1,2-И,3; R—радиус сечения винта, м.
Подача винтовых насосов изменяется незначительно (за
счет возрастания объемных потерь в связи с увеличением
напора) и регулируется перепускным устройством, соединя-
ющим трубкой всасывающий и напорный патрубки. Харак-
теристику насоса пересчитывают по следующим уравнениям:
при изменении частоты вращения
(6.3)
при изменении периода давления
(6.4)
где i—индекс, относящийся к новому режиму работы.
Мощность, потребляемая насосом,
N=QHpg (6 5)
io3 ’
где Q—подача насоса, м3/с; т| =0,64-0,65 — КПД насоса.
154
Размеры винта и обоймы принимают по типоразмерам
каждого насоса и расчетом проверяют диаметр поперечного
сечения винта dB, шаг винта t, эксцентриситет е и длину
обоймы 10. Диаметр винта (м) определяют по формуле
dB = QI4etn Цо-
При соотношении <7В//Об = 10 диаметр винта уточняют по
уравнению
Винтовые насосы относятся к самовсасывающим, имеют
жесткую характеристику (рис. 6.18, б, в, г). Регулирование подачи
насосов производится перепуском расхода жидкости по байпасу
с нагнетательной стороны во всасывающую. Рабочие органы
насоса хорошо противостоят абразивному износу, мало габари-
тны. Кроме того, для их установки не требуется фундамент.
6.5. ПОГРУЖНЫЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
ДЛЯ ОСУШЕНИЯ МЕСТОРОЖДЕНИЙ
Скважинные центробежные насосы применяют в горной
промышленности для осушения шахтных полей и карьеров.
В зависимости от расположения электродвигателя их подраз-
деляют на два типа: 1) с погружным электродвигателем; 2)
артезианские, с трансмиссионным валом и расположением
двигателя над устьем скважины.
Насосы с погружным электродвигателем осущест-
вляют подачу воды из скважины с температурой не выше 25 °C,
минерализация допускается до 1500 мг/л (сухой осадок), с твер-
дыми примесями не более 0,01%, при pH = 6,5 4-9,7, содержании
хлоридов не более 350 мг/л и сульфидов не более 500 мг/л. Поля
Q — Н (рис. 6.19) имеют пределы 10—500 м3/ч и 16—650 м.
Расшифровка типа насоса ЭЦВ 6-7,2-75; Э—электрический;
Ц—центробежный; В — водоподъемный; 6—диаметр скважины
(мм), уменьшенный в 25 раз; 7,2 — подача, м3/ч; 75 — напор, м.
Подпор воды в скважине должен быть не менее 1,5 м.
Он определяется как расстояние от свободной поверхности
воды (динамический уровень) до середины кромок лопастей
рабочего колеса первой ступени насоса [14].
Чтобы не происходило отклонения от расчетной области
Q — Н, частота вращения не должна превышать +5% от
номинального значения.
Насосный агрегат с погружным двигателем (рис. 6.20)
состоит из центробежного многоступенчатого насоса, асинх-
ронного короткозамкнутого электродвигателя, устанавливае-
мого под уровнем воды, силового кабеля и верхнего фланца
155
20
Н,м
Рис. 6.19. Параметры, номенклатура и область применения насосов ЭЦВ
Рис. 6.20. Насосный агрегат ЭЦВ с погружным элек-
тродвигателем:
1—ротор электродвигателя; 2—статор; 3—силовой кабель;
4—присоединительный фланец; 5—корпус с направляющим
аппаратом; 6—рабочее колесо; 7—соединительная муфта;
8—манжеты; 9—подшипники
для крепления трубопровода. Двигатель имеет статорную
обмотку с пластмассовой изоляцией и герметизированное
соединение концов обмотки двигателя с силовым кабелем.
Насос с электродвигателем соединен пальцевой муфтой. На-
правляющие подшипники работают на водяной смазке. Осевое
усилие воспринимает подшипник. Характеристики погружных
насосов приведены в разд. 5 и табл. 6.12. Каждая ступень
насоса состоит из рабочего лопаточного отвода и> обоймы.
157
eg Таблица 6.12
Основные параметры скважинных насосов с погружным электродвигателем
Показатели Тип насоса
ЭЦВ8- 25-100 ЭЦВ8- 25-150 ЭЦВ8- 25-300 ЭЦВ10- 63-65 ЭЦВ 10- 63-110 ЭЦВ 10- 63-150 эцвю- 63-180 ЭЦВ14- 120-540 ЭЦВ 10- 63-270 ЭЦВ 12- 160-65
Подача, м3/ч: номинальная 25 25 63 120
в рабочей области 34—16 34—20 34—22 — — 75—50 — 150—90 200—140
Напор, м номинальный 4 100 150 300 65 по 150 180 540 270 65
в рабочей области 75—110 110—160 220—310 52—72 90—120 115—163 160—215 480—580 230—300 55—69
Подпор, м КПД, % 1 68 66 1 66 1 70 2 72 72
Мощность двигателя, кВт 11 16 32 22 32 45 45 250 65 45
Длина, мм 1832 2455 2540 2050 2300 2028 2905 5240 3505 2000
Поперечное сечение (насос/ 186/200 — 186/200 — — 235/250 — 328/353 — —
обсадная труба), мм Масса электронасоса, кг 145 202 210 271 810 387 406 1993 400
Показатели Тип насоса
ЭЦВ 12- 160-100 ЭЦВ12- 160-140 ЭЦВ 14- 160-420 ЭЦВ 12- 210-25 ЭЦВ 12- 210-55 ЭЦВ14- 210-ЗООк ЭЦВ 16- 210-640 ЭЦВ 16- 375-175к ЭЦВ 12- 210-145 ЭЦВ 16- 500-285
Подача, м3/ч: номинальная 160 160 210 375
в рабочей области 205—130 200—130 160—120 250—140 250—160 250—130 — 425—300
Напор, м номинальный 100 140 420 25 55 . 300 640 175 245 285
в рабочей области 75—107 110—150 340—420 20—37 44—66 260—340 170—210 — —
Подпор, м 1 2 2 2 2 6 7
КПД, % — 73 • 75 — 74 74 75 77 — —
Мощность двигателя, кВт 65 90 250 - 22 45 250 500 250 125 500
Длина, мм 2210 2440 5060 1400 2070 5233 8750 5245 3580 7240
Поперечное сечение (насос/ обсадная труба), мм 281/301 — 328/353 — 328/353 — 375/402 375/402 -—• 375/402
Масса электронасоса, кг 470 605 1870 250 360 1800 3500 1695 800 4840
Примечания. 1. Расчетные параметры насосов при синхронной частоте вращения вала электродвигателя 3000 мин-1. 2. Напряжение
электродвигателя насосов ЭЦВч-ЭЦВ12 3000 В. 3. Напряжение электродвигателей насосов 3000 В. ЭЦВ, ЭЦВ 16 с поставкой транформатора,
по согласованию ТУ.
Рабочее колесо — радиального закрытого типа с гидравлической
разгрузкой. Стальные обоймы, составляющие корпус насоса
устанавливаются между корпусами основания и стягиваются
четырьмя стяжками. Опорами вала служат два резинометал-
лических подшипника — нижний и верхний.
Для защиты насоса от гидравлического удара и обратного
его вращения при внезапном отключении электроэнергии
в верхней части насоса устанавливается шаровой клапан.
Погружные насосные агрегаты, кроме крепления их на
подвешенных трубах в скважине, опираются на опору в устье
скважины. Устранение возможной вибрации достигается точной
балансировкой самого насосного агрегата и применением
современных методов трубных креплений в вертикальных
трубопроводах.
Разнообразие гидрогеологических условий при разработке
рудных месторождений (Северо-Уральские бокситовые рудники,
Южно-Лебединское месторождение, КМА и др.) сказывается
на работоспособности погружных насосов и техническом ресур-
се их работы, который колеблется от 3000 до 5000 ч.
По данным «Союзшахтоосушения», повышенное содержание
механических примесей в шахтных водах, особенно кварцевого
песка, вызывает интенсивный износ рабочих колес и направ-
ляющих аппаратов погружных насосов, снижает их напорную
характеристику на 8% и КПД — на 6—8%.
В целях снижения интенсивности гидроизноса погружных
насосов на карьерах применяют износостойкие материалы для
изготовления рабочих колес на рудоремонтных заводах и метод
пескования скважин — создание специально подобранных гра-
вийных фильтров, задерживающих поступление кварцевого
песка в скважину. Благодаря пескованию скважины абразивный
износ насосов снижается в 2—2,5 раза.
Преимущества насосов с погружными электродвигателями
перед артезианскими—отсутствие длинного вала с промежуточ-
ными подшипниками, возможность использования в искривленных
скважинах, сокращение капитальных и эксплуатационных затрат.
Скважинные центробежные насосы с трансмис-
сионным валом (рис. 6.21) и электродвигателем над
скважиной ЦТВ откачивают шахтные воды с температурой
до 20 °C и содержанием механических примесей 0,5 по массе.
Насосный узел насоса с трансмиссионным валом представляет
собой группу соединенных шпильками секций, внутри каждой
из которых находится вал с насаженными на нем рабочими
колесами. Вода поступает в нижний направляющий корпус
через защитную сетку и всасывающий трубопровод. Секционная
конструкция насосного узла позволяет изменять число ступеней
в насосе и напор. Рабочие колеса применяются закрытого
типа с полуосевыми лопаточными отводами. Опорами вала
160
Рис. 6.21. Скважинный насос ЦТВ с трансмиссионным
валом:
1—рабочее колесо; 2 — вертикальный вал; 3—корпус насоса;
4—труба чистой воды; 5—напорный трубопровод; б—направ-
ляющий подшипник; 7—разделяющий обтекатель с вкладышем;
8—направляющий аппарат; 9— входной конус; 10—приемный
клапан с сеткой
служат подшипники, состоящие из резиновых втулок, которые
укреплены в гнездах направляющих аппаратов корпусов насос-
ного узла.
Напорный трубопровод и трансмиссионный вал собирают
из отдельных секций. Напорные трубы имеют фланцевые
соединения. Внутри труб между соединениями размещаются
подшипники для трансмиссионного вала.
Скважинные насосные агрегаты с трансмиссионным валом
состоят из насоса с приемной сеткой, установленного ниже
уровня воды в скважине, опорного узла с электродвигателем,
располагаемым над устьем скважины, напорного трубопровода
и трансмиссионного вала. Приводная головка состоит из
станины, электродвигателя и чугунной плиты, которая служит
опорой для водоподъемного трубопровода.
Подпор воды в скважине должен быть не менее 1,5 м
с отклонением +10% для насосов с напором до 50 м и +5%
соответственно свыше 50 м [39].
21-5042 161
5 10 20 30 00 ВО 80 100 140 200 O,fl/c
Рис. 6.22. Параметры, номенклатура и область применения скважинных насосов
ЦТВ с трансмиссионным валом и электродвигателем, установленным над
скважиной
Для осушения месторождений наибольшее применение по-
лучили установки ЦТВ при подаче 40 м3/ч и выше при
откачке подземных вод с глубины 25-^65 м. Частота вращения
насосных скважинных агрегатов 1500 мин-1. Напряжение двига-
теля 380 В.
Основные параметры, номенклатура и расчетная область
Q — Н для каждого типоразмера насоса приведены на рис. 6.22,
характеристики некоторых насосов с трансмиссионным валом —
в разд. 5.
Расшифровка типа насоса, например, ЦТВ 8-63/80А: 8 —
диаметр обсадной трубы, уменьшенный в 25 раз; 63—подача,
м3/ч; 80—напор, м, А—для агрессивной воды (табл. 6.13).
Скважинные трансмиссионные насосы типа ЦТВ получили
значительное распространение при оборудовании артезианских
скважин глубиной 75 —100 м. Конструкция насосов этого типа
сложна и трудоемок монтаж при высокой точности центровки
длинного вала. Кроме того, значительную трудность представ-
ляет регулировка зазора между рабочими колесами и направ-
ляющими аппаратами. При этом неточность сборки увеличи-
вает объемные потери на 10 — 15%, что необходимо учитывать
при эксплуатации насосов.
Установки погружных насосов, применяемые для осушения
месторождений, весьма энергоемки, так как потребляют до
10—15% общего баланса электроэнергии на карьерах. Для
снижения энергоемкости установок осушения необходимо вы-
бирать оптимальный режим работы системы насос—трубо-
провод, правильно рассчитывать число рабочих колес в насосе
и выбирать диаметр нагнетательного трубопровода с учетом
162
Таблица 6.13
Основные параметры скважинных насосов с электродвигателем, установленным
над скважиной
Насос Подача, м3/ч Напор, м кпд, % Мощ- ность двига- теля, кВт Попе- речный размер насоса, мм Внут- ренний диа- метр обсад- ной колонны, мм Масса агре- гата (насос с элект- родвига- телем), кг
1 2 3 4 5 6 7 8
ЦТВ 8-40-25 25 6,3 1940
ЦТВ 8-40-45 45 12,0 2130
ЦТВ 8-40-65 40 65 72 16,0 190 200 2650
ЦТВ 8-40-100 100 26,0 2730
ЦТВ 8-40-160 160 32,0 2820
ЦТВ 10-100-30 30 16 2650
ЦТВ ЦТВ 10-100-50 10-100-80 100 50 80 74 25 50 240 250 3020 3450
ЦТВ 10-100-120 120 55 3720
ЦТВ 12-250-40 40 50 5530
ЦТВ 12-250-70 250 70 77 80 284 300 5820
ЦТВ 12-250-100 100 125 8630
ЦТВ 14-400-30 30 63 5460
ЦТВ 14-400-60 400 60 78 125 336 350 5830
ЦТВ 14-400-90 90 200 6020
ЦТВ 16-630-40 40 125 5800
ЦТВ 16-630-60 630 60 79 200 380 396 6086
ЦТВ 16-630-80 80 225 6210
ЦТВ 20-1000-25 25 125 9300
ЦТВ 20-1000-50 100 50 79 225 466 482 10150
ЦТВ 20-1000-75 75 320 11050
прогнозируемого притока подземных вод и их физико-химиче-
ского состава.
По данным «Союзшахтоосушения», большое количество
установок погружных насосов имеют завышенное число ра-
бочих колес по отношению к необходимому при определенной
геометрической высоте нагнетания, что также вызывает зна-
чительный перерасход электроэнергии.
Важный фактор безаварийной работы погружных насосов —
организация эффективной работы гравийных фильтров в усло-
виях пескования скважин. Это снижает гидроабразивный износ
насосов и повышает их наработку на отказ до 5000—6000 ч.
Эксплуатационному расчету оборудования погружных на-
сосных установок предшествуют гидрогеологический и технико-
экономический анализы с использованием ЭВМ, в результате
которых определяются мощность водоносного горизонта,
163
21*
напорность подземных вод, необходимый диаметр скважи-
ны. Одновременно выбираются расстояние между скважи-
нами и число скважин, прогнозируется уровень понижения
подземных вод и система отвода откачиваемых вод за
границы карьера.
Расчет притоков подземных вод в одиночную скважину
или группу скважин позволяет определить радиус их влияния
на осушение месторождения, выбрать оптимальный режим
работы погружных насосов [10].
7. ЭЛЕКТРОПРИВОД ШАХТНЫХ НАСОСОВ
И СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ
Установленная мощность электродвигателей на шахтном
водоотливе в горной промышленности превышает 2,8 млн.
кВт при годовом расходе на откачку шахтных вод свыше
4 млрд. кВт • ч. На шахтах угольной промышленности экс-
плуатируется свыше 1900 стационарных водоотливных уста-
новок. Водоотливные установки на рудниках со сложной
гидрогеологией потребляют до 45% общего баланса электро-
энергии.
В целях снижения расхода электроэнергии на водоотлив
и успешного применения энергосберегающих технологий не-
обходимы правильный выбор типа и расчет мощности элек-
тродвигателя для шахтного насоса, а также исследование
переходных процессов, особенно для мощных электродвига-
телей, и эксплуатация с максимальным КПД. Анализ работы
водоотливных установок показывает, что общий КПД главных
водоотливных не превышает 55%, а КПД участкового водо-
отлива составляет 35—40%. Более половины потребляемой
электроэнергии безвозвратно теряется в насосных агрегатах,
электросетях и на подземных подстанциях, поэтому снижение
расхода электроэнергии при эксплуатации шахтных турбома-
шин— одно из основных научных направлений при строитель-
стве и реконструкции—этапах, когда предопределяется расход,
электроэнергии горных предприятий.
С ростом производственных мощностей рудников и увеличе-
нием глубины горных работ возрастают притоки шахтных
вод в горные выработки и соответственно параметры шахтных
насосов по подаче, напору и мощности. Это наблюдается
при строительстве и реконструкции мощных водоотливных
установок в отечественной и зарубежной горной промыш-
ленности, это и обусловливает применение разнообразных
типов электродвигателей (по напряжению, мощности, частоте
вращения, конструктивному оформлению).
164
7.1. ЭЛЕКТРОПРИВОД ШАХТНЫХ НАСОСОВ
Для шахтных насосов применяют трехфазные короткоза-
мкнутые асинхронные электродвигатели — высоконадежные
и обладающие возможностью прямого пуска в работу на
полное напряжение. Мощность двигателя (кВт) при этом не
должна превышать 4% мощности трехфазного короткого
замыкания.
Асинхронные двигатели с фазным ротором в современ-
ных водоотливных установках не применяются вследствие
малой надежности. Синхронные электродвигатели несмотря
на преимущества (постоянство частоты вращения, возмож-
ность компенсации cos ср и упрощенный пуск с наглухоподк-
люченным возбудителем) имеют ограниченную область при-
менения (главным образом—для привода мощных шахтных
насосов в условиях обводненных рудных месторождений,
например на Миргалимсайском руднике) при мощности
1500 — 2500 кВт. Широкому применению препятствуют боль-
шие габариты, трудность доставки по горным выработкам
и необходимость применения систем обогрева, охлаждения
и маслоснабжения.
Выбор мощности электродвигателя.
Полезная мощность насоса—это мощность, сообщаемая
насосом жидкости, которая проходит через его нагнетательный
патрубок:
N=pgQHM. (7.1)
Крутящий момент на валу.насоса определяется на стендах
с помощью балансирного электродвигателя, к статору кото-
рого, поворачивающегося в подшипниках, на кронштейне
прикреплен контргруз. При вращении ротора груз уравнове-
шивается и определяет крутящий момент (Н м):
MKV=Pl.
Мощность на валу насоса
А6 = Мкр<в.
В последних формулах: Р—груз, Н; /—длина рычага, м;
со = 7гл/30 — угловая скорость, 1/с.
На стендах для определения крутящего момента использу-
ются также двигатель на качающейся площадке и весовые
устройства. В шахтных условиях мощность на валу насоса ,
рассчитывают методом двух ваттметров (см. разд. 8). Мак-
симальная мощность электродвигателя (кВт) при непосредст-
венном соединении с насосом
Атах
PgQ тах^тах
1000 -3600 Птах ’
(7.2)
165
где Q max—максимально возможная подача насоса, м3/ч; Ятах;
Л max—соответственно напор, м, и КПД насоса; 1000= 1020 кг/м3—
плотность жидкости в расчетах, выбираемая в зависимости от
физико-химических свойств шахтных вод (см. разд. 2).
По значению TVmax в каталоге выбирают ближайший по
мощности и частоте вращения электродвигатель с учетом
коэффициента запаса:
Кз=1,24-1,3 при бтах< 100 м3/ч;
Хз= 1,1-И,15 при gmaxjs 100 М3/ч.
Мощность электродвигателя проверяют по пусковым харак-
теристикам—графическим зависимостям момента сопротивле-
ния от частоты вращения.
Номинальный момент электродвигателя, превышающий
суммарный момент сопротивления,
Ме = 973,6 N3a/n. (7.3)
Подставляя выражение мощности насоса в формулу (7.3),
получаем выражение для определения момента сопротивления
(Н-м),
«Птах
При снижении частоты вращения момент сопротивления
изменяется:
Мс = (М0-Мт)(и/ином)2 + Мт, (7.5)
где Мо =(0,21 -^0,25) Мс—момент сопротивления насоса при
закрытой задвижке и номинальной частоте вращения, Н • м;
Мт = (0,14-0,15)МС — момент сопротивления насоса, обуслов-
ленный трением в сальниках, подшипниках и дисковым трени-
ем, Н • м.
Графическая механическая характеристика насоса /(и) со-
стоит из двух ветвей: рабочей—кривая 1, которая строится
в соответствии с уравнением (7.5), и холостого хода—кривая
2, ход которой определяется значением моментов
Мо и Мт (рис. 7.1).
Выбранный по каталогу электродвигатель для шахтного
насоса проверяют по пусковым моментам, т. е. максимальный
момент электродвигателя должен соответствовать каталожным
данным:
l^max
где Х = 2,1 = 2,5—кратность пускового момента асинхронных
короткозамкнутых электродвигателей.
Пуск в работу насоса происходит при закрытом обратном
клапане и статическом напоре (Яст) в системе шахтных
166
Рис. 7.1. Механические характеристики насо-
са
трубопроводов. Обратный клапан открывается при частоте
вращения насосного агрегата
(7.6)
жж
Масса жидкости в трубопроводе получает ускорение и за-
траты энергии определяются как разность между крутящим
моментом электродвигателя и изменением момента сопротив-
ления.
Динамический момент сопротивления насосного агрегата
определяется величиной махового момента вращающегося
ротора насоса, двигателя и соединительных муфт между ними:
GD2 dn
Ма„н=-----. (7.7)
дин 375 dt 7
В результате исследований шахтных насосов установлено,
что потери мощности на преодоление внешних сопротивлений
и объемных потерь составляют 5—8% от общей мощности
электродвигателя насоса.
Время пуска насосного агрегата
nt
_GD2
^уск—
dn
7^ пуск
(7.8)
л = 0
(7-9)
Решая уравнение (7.8), определяем время пуска насосного
агрегата (см. разд. 8):
. _GD нас.агр. ^дв
ПуСК“ 375МПУ„
где (7Dнас.агр.—маховой момент насосного агрегата, Нм2.
Разность ординат между кривыми изменения крутящего
момента электродвигателя Л/кр—/'(«) и кривой изменения
167
момента сопротивления Mc=f(n) дает изменение динамиче-
ского момента ротора насосного агрегата Л/дин=/(и).
Время пуска znyCK насосного агрегата используется для
расчета и изучения динамики шахтного насосного агрегата,
определения величин установок реле времени, давления, макси-
мальной токовой и минимальной защит, а также при установле-
нии последовательности запуска электродвигателей, открытия
автоматизированной задвижки. По значению znyCK с учетом
постоянной времени можно проверить правильность аналитиче-
ских расчетов переходных процессов в системе насос—трубо-
провод. Годовой расход электроэнергии при работе насоса
_ZVJB(305TH + 60TM) (П .т
ГОД ПдоПе
где Тн, Тм — время работы насоса по откачке суточных
нормального и максимального притоков шахтных вод;
г|дВ = 0,91 — КПД двигателя; цс = 0,96— КПД шахтной сети.
Пример. Выбрать мощность электродвигателя для насоса ЦНС 850-
240-840 при г] = 0,75 и ,Я=840 м.
Решение
1020-800-840-
N =----------------= 2450
да 1000-3600-0,75
кВт.
Ближайшим, серийно выпускаемым с соответствующей требуемой мощ-
ностью является двигатель ДСП40-74-4 мощностью 3150 кВт (табл. 7.1).
Коэффициент запаса Аа = 3150/2450 = 1,29. Двигатель удовлетворяет требова-
ниям.
7.2. ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ
ГЛАВНЫХ ВОДООТЛИВНЫХ УСТАНОВОК
Условия работы двигателей характеризуются повышенной
влажностью, запыленностью и взрывобезопасностью шахтной
атмосферы. Это требует применения их в закрытом защищен-
ном или во взрывобезопасном исполнении.
Водоотлив в угольной промышленности в большинстве
случаев оборудуется электродвигателями во взрывобезопасном
исполнении, а в горнорудной,' сланцевой и горнохимической
промышленности — в закрытом и защищенном исполнениях.
Для секционных мощных насосов применяются электро*
двигатели во взрывобезопасном исполнении типов АЗП, ВАО,
ДАЗ, ДАП, «Украина» и др. мощностью от 250 до 3150 кВт
(табл. 7.1). Двигатели типов А и АЗ имеют защищенное
исполнение с самовентиляцией или искусственное охлаждение
(в условиях негазовой среды). Двигатели рассчитаны на
продолжительный режим работы в условиях повышенной
влажности и пуск на полное напряжение.
168
22-5042
Таблица 7.1
Характеристика электродвигателей главных водоотливных установок
Тип пасоса Тип двигателя Мощность, кВт Сила .тока, А Кпд, % COS Ф Частота вращения, Кратность пускового Масса, кг
мин 2 тока
ЦНС 300-180 А113—4М 250 28,7 93 0,81 1500 7 2200
ЦНС 180-425 ВАО 2450М—4 2000
ЦНС 180-380; А114—4М 320 37/1 92,1 0,91 ‘ ’ 1500 6,5 1780
420 ВАО2—450 А—4 2450
ЦНС 300-240 ВАО2—450 В—’Я ’ 40(Г Н k 47 94 "(ЗУ " ' ’ '~Т50(У "П ” " '6,"5 “ '2750
.ЦНС. ,18£)-_500—. . . _ _
ЦНС 180-600 4АЗМП—500/6000 500 57 94 6,9 1500 6,5 3340
ЦНС 300-360 ВАО—5603—1 3000
ЦНС 180-700 4 АЗМП—630/6000 630 72 94,8 0,87 1500 6,0 3170
ЦНС 300-480 ВАО2—560М—4 3400
ЦНС 180-900 4АЗМП—800/6000 800 89,2 95 0,9 1500 6,5 3470
ЦНС 300-420- ВАО2—560 А—4 4000
540 ЦНС 300-780 2АЗМ В1 — 1000/6000 1000 114 95,4 0,91 3000 6.5 4900
ЦНС 300-1040 2АЗМВ1 — 1250/6000 1250 139 95,3 0,89 3000 5,5 5540
8300
ЦНС 300-1300 2АЗМВ—1 — 1600/ /6000 1600 177 95,7 0,91 3000 6,0 7900
ЦНС 850-840 ДАП14—69—4 2000 218 96,0 0,92 1500 6,5 9300
ЦНС 850-960 ДСП140—74—4 3150 338 96,0 0,91 1500 6,3 12150
Примечания. 1. В числителе приведен тип двигателя в защищенном исполнении, в знаменателе—во взрывобезопасном. 2. Значения кпд
и cos<p—средневзвешенные. 3. Насосы ЦНС 300-650-1300 комплектуются двигателями 2АЗМВ1 во взрывобезопасном исполнении
соответственно мощностью 800, 1000, 1250 и 1600 кВт при « = 3000 мин ”1. 4. Насосы ЦНС 850-260-960 комплектуются двигателями
ДСП-118-44, ДСП 40-74-4 и ДАП14-69-4 мощностью соответственно 1250, 2000 и 3150 кВт при п= 1500 мин”'. 5. Напряжение двигателей 6 кВ.
6. Заводы-изготовители в процессе модернизации изменяют типы электродвигателей, однако значения мощности, частоты вращения
“ сохраняются.
Рис. 7.2. Система охлаждения электродвигателя АЗП (замкнутая):
/—приемный колодец; 2—подкачивающий насос; 3—теплообменный трубопровод;
4—трубопровод; 5—главный насос; 6—соединительная муфта; 7—электродвигатель;
8—уравнительный бачок; 9—подкачивающий насос с электродвигателем во встречном
контуре охлаждения
В двигателях АЗП (продуваемые под избыточным
давлением) ротор опирается на подшипники скольжения,
обмотка имеет изоляцию класса В и соединяется по
схеме «звезда». Коробка выводов с кабельной муфтой
рассчитана на присоединение кабеля максимального сечения
240 мм2.
При эксплуатации двигателей АЗП применяются центра-
лизованная или автономная система гидроохлаждения, смазки
и предварительной продувки обмоток двигателя (рис. 7.2).
Для охлаждения двигателя от внешнего источника подается
сухой воздух объемом 0,04—0,05 м3/с под давлением 0,01 —
0,02 МПа и содержании пыли не свыше 2 мг/м3. В системе
предусмотрена блокировка, не допускающая включение двига-
теля без предварительной продувки при избыточном давлении
392 Па и продолжительности продувки 2 мин. Смазка подшип-
ников осуществляется турбинным маслом марки 30 при расходе
8 л/мин. Смазка подшипников электродвигателя осуществляется
с помощью шестеренного насоса, приводимого во вращение
от свободного конца вала двигателя.
Двигатели ВАО—короткозамкнутые взрывобезопасные;
мощность 55—2000 кВт, частота вращения 1500 и 3000 мин-1;
предназначены для продолжительного режима работы на
прямой пуск при напряжении от 0,38 до 6 кВ и частоте
50 Гц; нормальные условия при температуре окружающей
среды от —40 до +40 °C и относительной, влажности воздуха
до 97% при 35 °C. Изготовляются двигатели с одним вы-
ступающим концом вала, вращение—по часовой стрелке со
стороны выступающего конца вала.
170
Соединение двигателя с насосом, осуществляется посред-
ством муфты с принятием мер против возникновения осевых
усилий, действующих на вал ротора.
Обмотка статора—двухслойная с изоляцией класса В,
с тремя выведенными концами для соединения обмоток
звездой. Ротор представляет собой вал с напрессованным на
нем сердечником, пазы которого залиты алюминиевым спла-
вом. Ротор электродвигателя хорошо отбалансирован и снаб-
жен внутренними вентиляторами, насаженными на вал [7].
На станине двигателя установлены две коробки выводов:
высоковольтная—на напряжение 6 кВ для питания двигателя
при максимальном сечении питающего кабеля с медными
жилами до 150 мм2 и низковольтная—на напряжение 0,38 кВ
для питания электродвигателей в исполнении ВЗТЧ-13. Низкое
напряжение используется для подогрева двигателя в шахтных
условиях во время его остановки. В низковольтную коробку
вводится кабель сечением до 6 мм2.
Охлаждение двигателя осуществляется двумя центробеж-
ными вентиляторами, установленными на противоположных
сторонах ротора; воздух нагнетается через трубчатый охлади-
тель.
Подшипниковые узлы двигателя имеют специальную кон-
струкцию, позволяющую пополнять смазку без остановки
двигателя. Для смазки подшипников применяется консистентная
смазка ЦИАТИМ-203, ЭШ-176 или ВНИИНП-242. Смешение
смазок, принадлежащих к различными группам, не рекоменду-
ется, так как это приводит к распаду смазки в подшипниках
и преждевременному выходу их из строя. Контроль темпе-
ратуры подшипников осуществляется манометрическими тер-
мометрами с пределами измерения 0—70 °C. Двигатель от-
ключается при превышении допускаемой температуры. По
энергетическим и пусковым характеристикам двигатели ВАО
соответствуют условиям эксплуатации мощных водоотливных
установок, не требуют применения специальных систем смазки
и охлаждения двигателей, позволяют организовать прямую
схему водоотлива до 1300 м при подаче насосов до 300 м2/ч.
Асинхронные двигатели «Украина» с короткозам-
кнутым ротором во взрывобезопасном исполнении эксплуатиру-
ются при температуре наружного воздуха от 2 до 40 °C
и относительной влажности воздуха 97% (при температуре
35 °C). Охлаждение обмоток двигателя осуществляется наруж-
ным и внутренним вентиляторами через систему трубчатых
теплообменников, работающих по разомкнутому циклу. Кон-
струкция двигателя не требует применения специальных систем
охлаждения или смазки, что значительно упрощает электро-
механическое оборудование мощных водоотливных установок.
Двигатели выпускаются напряжением 6 кВ с частотой вращения
2870 мин “1 и мощностью от 200 до 800 кВт, а также с частотой
вращения 1485 мин-1 и мощностью от 200 до 1600 кВт при
cos ср от 0,84 до 0,9 и КПД 92,5—95,8% при отношении
пускового момента к номинальному от 2,2 до 2,5 и изменении
махового момента GD2 от 17,1 до 400 кг-м2.
Двигатели ДАЗ и ДАП несмотря на усложненную
конструкцию и необходимость применения специальных систем
охлаждения и смазки нашли значительное распространение
при оборудовании водоотливных установок двигателями мощ-
ностью от 2500 до 3500 кВт. Пуск двигателя—прямой на
полное напряжение при соотношениях 7пуск/ Д«>м=4>9н-5,2 и
Л/пуск/Л/ном = 2,2-?2,3 и изменении махового момента от 480
до 680 кг -м2.
Подача воздуха для охлаждения двигателей мощностью
1250 и 3000 кВт изменяется от 2,8 до 4,4 м3/с. В табл. 7.2
приведены характеристики электродвигателей для спиральных
насосов водоотливных установок. на обводненных рудных
месторождениях.
7.3. ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ УЧАСТКОВОГО ВОДООТЛИВА
И ПЕРЕКАЧНЫХ ВОДООТЛИВНЫХ УСТАНОВОК
Энерговооруженность участкового водоотлива характеризу-
ется большим разнообразием применяемых электродвигателей
малой мощности. Только в угольной промышленности находит-
ся в эксплуатации свыше 3500 установок с двигателями средней
установленной мощности 25 — 35 кВт.
Участковый водоотлив оборудуется короткозамкнутыми
асинхронными электродвигателями в защищенном и взрыво-
безопасном исполнениях мощностью от 15 до 200 кВт. Пуск
электродвигателя осуществляется на полное напряжение 220,
380 и 660 В; переходные процессы при пуске и остановке
в системе насос—трубопровод не вызывают каких-либо ослож-
нений при эксплуатации. При. расчетной мощности до 200 кВт
применяются электродвигатели типов 4АМ, ВРП1 и ВАО
в защищенном и взрывобезопасном исполнениях при частоте
вращения 3000 и 1500 мин-1 (табл. 7.3).
В условиях откачки кислотных шахтных вод на участковых
водоотливах и установках средней мощности для насосов
ЦНСК 38 и ЦНСК 60 применяются электродвигатели серий
А, АО, ВАО мощностью от 22 до 75 кВт при частоте
вращения 3000 и 1500 мин"1. В этих условиях на обмотки
и детали электродвигателей оказывают коррозийное влияние
шахтная атмосфера и капеж кислотной воды.
Для перекачных станций, перекачивающих шахтную воду
с горизонта на горизонт, при незначительной геометрической
172
Таблица 7.2
Характеристики насосных агрегатов, применяемых в водоотливных установках обводненных рудных месторождений
Тип насоса Подача, м3/ч Напор, м И. % Подпор ДА, м Тип насоса Мощ- ность, кВт Часто- та враще- ния, мин-1 Сила тока ста- тора, А КПД, % COS ф Крат- ность пусково- го тока. Масса, кг
8НД-10х5 300 500 73 5,5 2A3MI-500/6000 500 2950 54,8 95,5 0,92 6,0 2390
10НД-9хЗ 490 350 78 10 А-12-52-4 630 1475 73 94,5 0,89 5,7 3060
ЦНС 300-120-540 300 540 62 — ВАО-560 А4 800 1475 89,5 93,5 0,9 5,2 3800
14НД-8х1 1500 280 84 20—28 ДСП-118-44-49 1250 1450 139,5 95,4 0,81 5,5 —
20 НД-12х1 2000 150 85 20—25 2АЗМ-2000/6000 2000 2950 219,2 96,5 0,91 4.8 8070
ЦН 400-210 450 175 75,5 4,3 А112-4М 320 1500 37 92,5 0,9 6,5 1780
ЦН 1000-180 1000 182 72 2,5 2АЗМП1-800/6000 800 1500 89,5 95,7 0,87 5,2 3470
ЦН 1000-180 720 170 72 2,8 A-J2-52-4 630 1500 73 94,5 0,89 5,7 3060
ЦН 1200-310 1200 170 72,5 2,5 ДСП-116/49-4 1200 1500 140,5 95.0 — 4,5 8200
ЦН 90-360 800 380 81 4,3 ВАО-630М-4 1600 1500 177 95,7 0,91 6,0 10500
Примечания: 1. Для насоса ЦН 1200x310 применяется синхронный двигатель, работающий в режиме перевозбужде-
ния в целях компенсации coscp. 2. Напряжение двигателей 6 кВ, пуск — прямой на полное напряжение.
Таблица 7.3
Характеристика электродвигателей насосов ЦНС участкового водоотлива и перекачных станций
Тип насоса Тип двигателя Напор, м Напряжение, кВ Мощ- ность, кВт Ток, А кпд, % coscp Кратность пускового момента Масса, кг
ЦНС 38-66 ЦНС 38-88 ЦНС 38-110 ЦНС 60-66 ЦНС 38-132 ЦНС 60-99 ЦНС 38-220 ЦНС 60-132 ЦНС 60-231 ЦНС 60-330 1ШС 1OS 004 4AM 160М—2 ВРП 160—2 4АМ160М — 2 ВРП 160 4АМ 180—2 66 88 ПО ~6? 132, 154, 176 220/380 380/660 220/380 380/660 220/380 380/660 220/380 380/660 220/380 380/660 220/380 380/660 220/380 380/660 220/380 380/660 220/380в 6000b 15 18,5 22 30 45 75 НО 160 250 24,3 28,6 32,5 46,6 70,0 125 171 252 28,7 91 89,5 88,5 91 92,0 93,5 92,5 93,5 93 0,89 0,88 0,91 0,89 0,90 0,85 0,90 0,90 0,90 6,5 7 7,0 1 7 6,5 7 7 7 115 165 145 190 165 240 195 275 310 490 680 960 770 1050 1345 I860 2200 2460
ВРП 180М—2 4AM 180М—2
ВРП 180М—2 4АМ 200—2 ВРП 200М—2 4АМ 250—2 2ВР250—2 4AM 250М— 2 2ВР250—2 '4АМН 280—2 99 220 132 231 264,297 330 294/343 441/490
ЦНС 105-441 ВАО 2280М—2 4АМН 315М—2
ВАО 2450М—2
Примечания. I. В числителе приведен тип двигателя в защищенном исполнении, в знаменателе—во взрывобезопасном. 2. Значения
КПД и coscp—средневзвешенные. 3. Сила тока определена при напряжении 0,38 кВ, для насоса же ЦНС 105 (поз. 9) — при напряжении 6 кВ. 4.
Масса в числителе дана для двигателей в защищенном исполнении, в знаменателе—во взрывобезопасном. 5. Насосы ЦНС 105 комплектуются
с двигателями в защищенном и взрывобезопасном исполнении, соответственно мощностью 55; 75 и НО кВт. 6. Частота вращения
« = 3000 мин-'.
высоте нагнетания используются насосы ЦНС 105-294 и 8НДв
при небольшой (по сравнению с электродвигателями главного
водоотлива) мощности.
7.4. ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ ПОГРУЖНЫХ
СЕКЦИОННЫХ НАСОСОВ
Погружные секционные насосы оборудуются асинхронными
короткозамкнутыми двигателями специальной конструкции.
Двигатели имеют удлиненную форму. Диаметр двигателя
обусловливается внутренним диаметром обсадной трубы бу-
ровой скважины, куда погружается насосный агрегат, состоя-
щий из насоса и двигателя. Двигатели ПЭДВ применяются
в защищенном исполнении, Обмотки имеют специальную
изоляцию и размещены в водной среде, что способствует их
охлаждению. Ниже для примера приведены условные обозначе-
ния погружных электродвигателей:
МАПЗ-14-34/2 (М — машина, А—асинхронная, П — погру-
жная, 3 — порядковый номер серии, 14—наибольший диаметр
электродвигателя (см), 34—длина активной части статора
(см), 2 — число полюсов);
ПЭДВ 5,5-140 (П — погружной, ЭД—электродвигатель, В —
заполненный водой, 5,5 — мощность (кВт), 140 — наибольший
диаметр двигателя (см)).
Асинхронные двигатели погружного типа имеют статорную
обмотку с пластмассовой изоляцией. Соединение концов об-
мотки с вводным кабелем надежно герметизировано при
максимальном токе до 130 А. Двигатель и насос жестко
спарены валами. Направляющие подшипники работают на
водяной или масляной смазке. Подпятники воспринимают
осевое усилие агрегата. Электродвигатель имеет водяное охла-
ждение^ вода для охлаждения отделяется от перекачиваемой
воды манжетным уплотнением. Применяются маслонаполнен-
ные электродвигатели (табл. 7.4)
Двигатели типа ПЭДВ выполняются на напряжение 0,38 кВ
и лишь насосные агрегаты ЭЦВ-14 работают на напряжении
3 кВ, что требует применения специальных понижающих транс-
форматоров с 6 до 3 кВ. Применение в основном сравнительно
низких напряжений обусловливается типом изоляции, выбира-
емым с целью снизить величину «пробивного» напряжения
и устранить возможность коротких замыканий и замыканий
на землю в самой скважине.
В насосах типа ЦТВ применяются типовые электродвигатели
АО2 и АВШ в вертикальном исполнении и с фланцевым
креплением мощностью 13 — 250 кВт. Двигатели выполнены
на напряжение 0,38 кВ с максимальным током до 210 А, что
175
75 Таблица 7.4
Электродвигатели погружных скважинных насосов (ЭЦВ) и насосов с трансмиссионным валом (ЦТВ; 20А)
Тип насоса Тип двигателя Напор, м Мощность. кВт Ток, А КПД, % COS(p Кратность пускового момента Масса агрегата, кг
Частота вращения 2950 мин *, напряжение 0,38 кВ
8АП-9 х 6
ЭЦВ 10-63x65
ЭЦВ 12-210x25
ЭЦВ 10-63-110
ЭЦВ 10-120-60
ЭЦВ 12-255-ЗОМ
ЭЦВ 12-160-65
ЭЦВ 10-63-270
ЭЦВ 12-160-100
МАПЗ 18-50-2
ПЭДВ 22-230
пэдв 32-230
ПЭДВ 45-270
пэдв 65-230
82
65
25
ПО
60
30
65
270
100
12 25 88 0,9 7,0 207
22 47,0 88,5 0,91 6,5 237 212 265
32 68,0 91 0,89 6 345 260
45 92 90 0,9 5 330 628
65 130 91 0,98 7 455
Частота вращения 1450 мин *, напряжение 3 кВ
ЭЦВ 14-210-300Х
ПЭДВ 250-320 300 250 66 92 0,9
ЭЦВ 14-375-175Х
1782
1655
ЦТВ 8-40-45
ЦТВ 8-30-90
А02-72-48
Частота вращения 1450 мин *, напряжение 0,38 кВ
45 90 | 30 | 64 -1 91 | 0,91 | 6 | 2130
6
23-5042
ЦТВ 8-40-80 ЦТВ 10-100-100 А02-81-4В 80 100 40 86 91 0,89 6 2730 3560
ЦТВ 12-250-70 20А 18x1 АВШ-75 88 ’ 28 75 145 92 0,9 5,5 5820
20А 18x3 24А 18х 1 АВ-112-4 85 45 250 210 91 0,91 6,0 6450
требует применения кабелей низкого напряжения и повышен-
ного сечения.
7.5. ДВУХДВИГАТЕЛЬНЫЙ ЭЛЕКТРОПРИВОД
ДЛЯ ГЛАВНЫХ ВОДООТЛИВНЫХ УСТАНОВОК
Двухдвигательный электропривод в горной промышлен-
ности широко применяется в подъемных и конвейерных
установках, очистных комплексах. Однако вопросам теории
и применения его в мощных водоотливных установках
уделено крайне мало внимания в литературе и не изучены
опыт эксплуатации и работа шахтных насосов с раздельным
пуском двигателей различной мощности и режим «наброса»
нагрузки после разгона. Не разработаны вопросы надеж-
ности и области применения в условиях реконструкции шахт
в зависимости от глубины разработки месторождения. При
пуске на полное напряжение электродвигателей мощностью
2000 — 3500 кВт возрастает мощность токов короткого замы-
кания до 100 000 кВ-А вместо 50 000 кВ-А, установленных
правилами техники безопасности. Одновременно в шахтных
сетях возникает длительное падение напряжения, которое
снижает вращающий момент асинхронных двигателей других
электроустановок [9].
Допускаемое падение напряжения на шинах ЦРП при пуске
электродвигателей указанной мощности не должно превышать
10—15°/о нормального напряжения:
_KiNn+N,,, (7 11)
где Д£ш—допускаемое падение напряжения, кВ; Еш—нор-
мальное напряжение на шинах ЦРП; К,—кратность пускового
тока для двигателей мощностью свыше 1000 кВт; N„—мощ-
ность двигателя, кВ-А; Аш — существующая нагрузка при пуске
на шинах ЦРП, кВ • А; Ак = 5 • 1Q4 кВ • А—мощность короткого
замыкания на шинах црп, допускаемая по правилам техники
безопасности.
Без учета нагрузки на шинах ЦРП максимально возможная
мощность электродвигателя по условиям пуска должна со-
ставлять не более 1600 кВт, а с учетом нагрузки— значительно
ниже. Поэтому в проектах «Днепрогипрошахт» пуск мощных
электродвигателей в установках гидрошахт рекомендуется осу-
ществлять по индивидуальным кабелям для каждого электро-
двигателя мощностью 1600—3000 кВт, прокладываемым с по-
верхности от ЦРП. В условиях реконструкции шахт и при
большом количестве установленных насосных агрегатов в на-
178
сосной камере это приводит к большому перерасходу высо-
ковольтного кабеля.
Большие трудности представляет транспортирование мощ-
ных двигателей больших габаритов из-за ограниченного
поперечного сечения ствола шахты и прилегающих к нему
горных выработок, а также недостаточной мощности сущест-
вующих подъемных установок. Следовательно, нужны специ-
альные подъемные устройства или спуск электродвигателей
в разобранном виде (например, на шахте «Центральная»
Миргалимсайского рудника Ачисайского Полиметаллического
комбината в Южном Казахстане электродвигатели ДСП-
116/49-4 мощностью 1500 кВт спускали в шахту в разобранном
виде), а это снижает надежность их работы и затрудняет
сборку, монтаж и эксплуатацию. Спуск в шахту насосов
больших размеров и массы (свыше 20 т) на некоторых
рудниках осуществляется с помощью специальных лебедок
и кранов.
Благодаря применению двухдвигательного электропривода
снижаются амплитудные значения пусковых токов и исключа-
ется необходимость переоборудования ЦРП главного водоот-
лива, упрощается доставка оборудования. Практика эксплу-
атации показала, что при двухдвигательном электроприводе
пусковые токи и понижение напряжения при пуске двигателей
не превышают допускаемых величин, а предельные отключения
масляных выключателей 1200 А соответствуют техническим
требованиям.
Применение двухдвигательного электропривода целесооб-
разно при реконструкции шахт в условиях отработки месторож-
дений на глубоких горизонтах, когда возможен переход на
одноступенчатую схему организации водоотлива вместо ма-
лоэкономичной двухступенчатой (опыт бокситовых рудников).
В двухдвигательном электроприводе насоса ЦНС 850-
840, длительно эксплуатируемом на бокситовых рудниках
Северного Урала, один из двигателей мощностью 1050 кВт
(разгонный) присоединен со стороны нагнетания, другой (глав-
ный) мощностью 1600 кВт — со стороны всасывания (рис. 7.3).
Для насоса изготовлен специальный удлиненный вал усложнен-
ной конструкции, который через пальцевые муфты присоединен
к обоим двигателям, имеющим одинаковую частоту вращения.
Процесс запуска насоса ЦНС 850-840 осуществляется раз-
гонным двигателем и продолжается 3,5 с, затем включается
главный электродвигатель. При этом постепенно открывается
задвижка на нагнетательном трубопроводе и начинает расти
нагрузка. В течение 4,2—4,5 с она достигает 2640—2780 кВт.
При остановке двухдвигательного электропривода насоса
вначале отключается разгонный электродвигатель и подается
импульс на закрытие задвижки. В этот период продолжает
179
23
Рис. 7.3. Двухдвигательный электропривод насоса ЦНС 850-840:
1—главный двигатель BAO2-630M4, N= 1600 кВт; 2— нагнетательный трубопровод,
</гр = 300 мм; 3—насос ЦНС 850-840; 4—удлиненный вал насоса для соединения насоса
с обоими двигателями; 5—разгонный двигатель А-112-1050, А=1050 кВт; 6—фундамент-
ная плита; 7—фундаментные болты
работать главный двигатель и токовая нагрузка повышается
до /гл = 266 А в течение 2—3 с, при полном закрытии задвижки
насосный агрегат отключается.
С применением осциллографа были исследованы пусковые
режимы двухдвигательного электропривода насоса ЦНС 850-
840 и проанализированы их параметры (рис. 7.4). Разгонный
двигатель достигает номинальной частоты вращения через
1,5—2,5 с при номинальном токе Zp = 114 А и последовательном
включении главного двигателя при пусковом токе
Рис. 7.4. Осциллограмма разгона пуска насосного агрегата ЦНС 850-840
с двухдвигательным электроприводом:
1—пусковой ток разгонного электродвигателя; 2—частота вращения насосного агрегата;
3—пусковой ток главного электродвигателя; 4—давление в системе разгрузки насоса;
5—давление в системе насос—трубопровод; 6—отметчик времени
180
/Пуск = 510-^-520 А. При закрытой задвижке и постепенном ее
открытии напор в насосе устанавливается в пределах 830—
860 м в течение 1,5—2,5 с; давление в системе насос —
трубопровод нарастает по апериодическому закону до 7,6 МПа
за время 3,5—4,5 с. Мощность на валу насоса при закрытой
задвижке 1280 кВт, а при открытой—изменяется в пределах
2600—2700 кВт. Насосный агрегат работает с незначительной
перегрузкой при отрицательной высоте всасывания (подпор
4,5—5 м, заглубленная насосная камера). Период открытия
задвижки 3,0—3,5 с, подача — от 840 до .860 м3/ч.
Расчет двухдвигательного электропривода выполняется по
известным зависимостям для асинхронных двигателей [23].
Ниже приведены параметры работы двухдвигательного
насосного агрегата ЦНС 850-840.
Параметры работы двухдвигательного насосного агрегата ЦНС 850-840
Тип электродвигателя
Мощность, кВт:
электродвигателя.............
полезная электропривода N,
потребляемая из сети ....
Частота вращения «, мин-1 ..
Напряжение V, кВ ............
Сила тока, А*.............;..
Costp........................
кпд, %......:................
А1уск
Л, ОМ
^пусх
АСоМ
Маховый момент GD кг • м
А-13-59-4 (разгонный) ВАО-НО-4 (главный)
1050 1600
1940
2662
1490
6
112/93 177/190
0,91 0,92
0,95 0,96
6,5 6
1,2 1,4
250 400
'* В числителе указан номинальный ток двигателя, в знаменателе—ток, установив-
шийся во время работы.
При испытании насоса подача изменялась в пределах
850—920 м3/ч, напор — от 840 до 860 м и р от 0,71 до 0,72
в зависимости от диаметра рабочего колеса.
Изменение режима работы двухдвигательного электропри-
вода объясняется снижением напряжения в шахтных электро-
сетях, уменьшением поперечного сечения рабочего колеса
первой ступени насоса при износе и загрязнении изменением
характеристйки трубопровода.
Согласно характеристике M=f(t) двухдвигательного насос-
ного агрегата Тщи пуске его разгонным двигателем, вращающий
момент системы двигателей достигает 2200 кг • м, а при
включении главного двигателя—3800 кг-м. В этот период
электродвигатели переходят на общую механическую харак-
теристику. Потери мощности на преодоление внешних сопро-
тивлений и объемные потери в насосе незначительны (6—8%
181
от потребляемой мощности), но в расчетах они учитываются
коэффициентом ЛГ3=1,О8.
Мощность, затрачиваемая на дисковое трение рабочих
колес в насосе, составляет 220—240 кВт. Для бесперебойной
работы двухдвигательного электропривода необходимо сохра-
нить пропорциональное распределение мощности между дви-
гателями, чтобы не допустить перегрузку. При этом подра-
зумеваются нестандартные режимы работы насосного агрегата
с двухдвигательным приводом: кратковременные перегрузки
при пуске; «наброс» нагрузки; длительная посадка напряжения;
пуск насоса на не заполненный водой трубопровод. Устойчивая
работа двухдвигательного привода достигается применением
электродвигателей с одинаковыми механическими характеристи-
ками при одинаковых значениях критического скольжения
и частоты вращения. Наиболее удачное решение двухдвигатель-
ного привода—применение электродвигателей одинаковой
мощности с совпадающими механическими характеристиками.
Для предупреждения тепловой перегрузки двигателей произ-
водят настройку тепловой и токовой защит, согласование их
уставок с уставками на подземной и поверхностной подстан-
циях.
Опыт эксплуатации двухдвигательного электропривода на-
соса ЦНС 850-840 в течение длительного периода показал
его неоспоримые преимущества в определенных горнотех-
нических условиях шахт и рудников;
отсутствие необходимости реконструкции подземной ЦРП
и систем шахтного энергоснабжения, снижение мощности токов
короткого замыкания до допустимых пределов;
легкость доставки громоздкого насосного оборудования по
стволу шахты и горным выработкам, прилегающим к насосной
камере;
замена малоэкономичной двухступенчатой схемы органи-
зации работы водоотлива одноступенчатой при высоте нагнета-
ния 740 м по энергосберегающей технологии и сокращение
числа устанавливаемых насосов на горизонтах на 40—60%.
При подаче насоса ЦНС 850-740 в диапазоне 840—860 м3/ч
за 1500 ч работы откачено на поверхность 1,057 • 106 м3 воды
при расходе электроэнергии 78,4 кВт-ч/м3, что позволило
сократить расход электроэнергии на водоотлив на 0,5 млн.
кВт • ч, по сравнению с двухступенчатой схемой организации
работы водоотлива.
При эксплуатации необходимо учитывать следующие осо-
бенности двухдвигательного электропривода:
запуск в работу по специальной схеме управления при
определенном порядке включения разгонного и главного двига-
телей с выдержкой времени, устанавливаемой экспериментально
в процессе наладки электропривода;
182
новая конструкция удлиненного вала и технология его
изготовления с учетом сложных знакопеременных динамических
нагрузок и в связи с этим необходимость проверки на
статическую и динамическую балансировки, а также критичес-
кую частоту вращения;
преодоление в процессе разгона статических и динамических
сопротивлений, обусловленных массой воды в нагнетательном
ставе, сопротивлений движению воды в насосе и трения
в подшипниках и сальниках, а также преодоление повышенных
динамических нагрузок, определяемых маховым моментом
инерции (GD2)—ротора насосного агрегата и двигателей.
Не допускается эксплуатация двухдвигательного электро-
привода в случаях:
пуска агрегата на незаполненный трубопровод, так как
вызывает удлинение пускового периода, перегрузку двигателей
и рассогласование их работы;
длительной работы насосного агрегата на закрытую за-
движку, так как в прилегающем к нагнетательному патрубку
трубопроводе возникают виброколебательные процессы с вы-
сокой амплитудой динамических нагрузок, опасных для ос-
новных узлов насоса;
длительного понижения напряжения в шахтных сетях,
поскольку происходит понижение электромагнитного момента
электродвигателей и рассогласование их работы.
7.6. РЕГУЛИРУЕМЫЙ ЭЛЕКТРОПРИВОД ШАХТНЫХ НАСОСОВ
В современных водоотливных установках изменение частоты
вращения насоса возможно благодаря регулируемому элек-
троприводу, но несмотря нй преимущества систем регулиру-
емого электропривода в шахтных водоотливных установках
они не получили еще широкого распространения. В зарубежной
же горной промышленности и атомной энергетике [23; 38]
регулируемый электропривод шахтных насосов, имеющий неос-
поримые преимущества в отношении повышения их надежности
и сокращения расхода электроэнергии, используется широко.
В настоящее время проводятся промышленные испытания
систем регулируемого электропривода при работе насосов на
«приток» и при изменении частоты вращения асинхронных
двигателей с короткозамкнутым ротором.
При работе на «приток»: подача насосов в рабочем
режиме равна часовому водопритоку, при этом нижний уровень
воды в водосборнике остается постоянным. Применение такого
способа откачки шахтных вод требует их обязательной очистки
от твердых частиц недопустимой крупности. В рассматрива-
емом режиме насосы в течение суток работают непрерывно
183
и это исключает частые пуски в работу мощных электро-
двигателей и длительное понижение напряжения в шахтных
сетях, что способствует повышению долговечности й надеж-
ности насосных агрегатов. При этом подача насоса регули-
руется частотой вращения электродвигателя в зависимости
от водопритока или выбирается равной притоку шахтных
вод.
Путем регулирования частоты вращения из-
менением частоты питающего тока .для асинхрон-
ных двигателей с короткозамкнутым ротором обеспечива-
ются наиболее . хорошие показатели регулирования по
сравнению со всеми другими способами. Этот способ
универсален, позволяет регулировать подачу насоса в сто-
рону увеличения и уменьшения, особенно в сочетании
с гидромеханическими способами. Расход электроэнергии на
регулирование частоты вращения двигателей определяется
КПД преобразовательных устройств, применяемых для этих
целей.
При рациональном подборе параметров регулирующей
системы привода можно достичь оптимального значения КПД
насосов (см. разд. 5). Минимальное снижение частоты вращения
зависит от устойчивости режимов насосного агрегата:
nmin = n (7.12)
у -“Omin
где и; wmin — соответственно нормальная частота вращения
двигателя и минимально допустимая при регулировании;
Homin — напор насоса при нулевой подаче и асинхронной
частоте вращения устойчивой работы агрегата. При этом
учитывается соотношение Hr/HOmin^0,95 и wmin = 0,98w; мини-
мальная частота вращения определяет возможное минимальное
значение подачи насоса.
Регулирование подачи насоса несколько выше номинальной
при этом способе регулирования возможно организацией
работы насоса на два параллельных трубопровода (рабочий
и резервный) с учетом мощности электродвигателя. Регулирова-
ние подачи насоса в сторону снижения осуществляется путем
уменьшения частоты вращения с учетом возможности потери
устойчивости его рабочего режима [см. уравнение (7.12)].
Регулирование частоты вращения в системах асинхронного
короткозамкнутого электродвигателя осуществляется измене-
нием частоты тока (АНТ) или на базе автономных инверторов
напряжения (АИН). Частотные преобразователи на базе АИН
с широтно-импульсной модуляцией имеют более высокие
энергетические показатели и на выходе формы кривой тока
и напряжения приближаются к синусоидальному [17].
184
Рис. 7.5. Регулируемый частотный электропривод шахтного насоса:
а—схема инвентора частотного электропривода; б—структурная схема частотного
электропривода (СУ—станция управления; У—управление тиристорными преобразовате-
лями); в—механические характеристики частотного электропривода (/—асинхронного
электродвигателя при максимальной частоте; 2—переходная при пониженной частоте
напряжения)
Частотный преобразователь с инвертором состоит из
тиристорного преобразователя—выпрямителя В, фильтра
Ф и инвертора И (рис. 7.5, а). Посредством частотного преоб-
разователя неизменные сетевые параметры напряжения
и fi преобразуются в изменяемые параметры V2 и f2,
требуемые для системы управления при поддержании опре-
деленного соотношения между входными и выходными па-
раметрами, зависящими от напорной характеристики насоса.
Структурная схема регулирования частоты вращения асинх-
ронного- двигателя содержит, кроме того, аппаратуру управле-
ния (рис. 7.5,6).
Потери энергии, обусловленные режимом преобразователь-
ных устройств,
(7.13)
где NH—мощность, потребляемая насосом, кВт; Т—время работы
частотного электропривода, ч; = 0,03 4-0,05—коэффициент,
24-5042 185
учитывающий несинусоидальность тока; т|пр = 0,9-?-0,95 — КПД
частотного преобразователя. Соотношение частот и напряжений
при статическом напоре насоса
К к
где К—показатель степени в уравнении характеристики насоса.
Соотношение моментов при изменении частоты вращения
,, / \к
Ml__I п1\
М2 \п2J ’
о
где К=2-г5 (большие значения относятся к насосам, рабо-
тающим с большим статическим напором).
Структурная схема устройства обеспечивает изменение ско-
ростных изменений частоты вращения (рис. 7.5, в). Частота
вращения двигателя при этом изменяется от максимального
значения до минимального в режиме, задаваемым блоком
управления БУ и преобразователем частоты ПЧ. В системах
водоснабжения и опытных водоотливных установках использу-
ются преобразователи промышленного исполнения, обеспечи-
вающие зависимость
= (7.14)
***ном V
где U—текущее значение напряжения питания при переменной
частоте воздействия /=2л/Тм (Тм — постоянная электромеха-
ническая АД); J—момент инерции.
Тиристорные преобразователи обеспечивают диапазон
регулирования частоты вращения двигателя. Они хоро-
шо отработаны и выпускаются- промышленностью: серий
ЭКГ и ПЧШ на базе АИН; серий ПЧТ и ПУР2 на базе
АИТ.
Выпускается также ряд частотных преобразователей мощ-
ностью 400 кВт при напряжении 380 и 220 В, которые ис-
пользуются в системах водоснабжения и опытных установках
перекачных станций шахтного водоотлива. Разработаны и из-
готовляются частотные преобразователи мощностью до
3000 кВт, которые эксплуатируются на АЭС и в мощных
системах водоснабжения.
Преобразователь частоты выбирается по мощности элек-
тродвигателя (Упр^^эд) при одинаковом напряжении
(С/Пр=С/Эд). .
Расчеты по частотному электроприводу и асинхронно-
вентильному каскаду (АВК) рассмотрены в специальной ли-
тературе [23; 37].
186
8. ЭКСПЛУАТАЦИЯ И ИСПЫТАНИЯ
ШАХТНЫХ НАСОСОВ
Эксплуатация шахтных насосов осуществляется в соот-
ветствии с требованиями правил техники безопасности по
откачке суточного притока шахтных вод за 20 ч с учетом
особенностей инструкции завода-изготовителя и проекта водо-
отливной установки [29; 30]. Выполнение этих требований,
направленных на обеспечение безопасности, надежности и дол-
говечности водоотливных установок, обязательно.
Особое внимание уделяют правильности выбора подачи
насоса, которая определяется из расчета нормального притока
шахтных вод с учетом поступления воды в водосборник от
гидрозакладки, заиловки выработанного пространства, ороси-
тельных устройств и притока воды, нагнетаемой в пласт.
Прогнозируется максимальный приток шахтных вод в весенний
и осенний периоды, когда для откачки включаются в работу
резервные насосы [26].
8.1. ПУСК В РАБОТУ И ЭКСПЛУАТАЦИЯ ШАХТНЫХ НАСОСОВ
Шахтные насосы относятся к первой категории оборудова-
ния по надежности и снабжению электроэнергией. Отказ в их
работе и меры по устранению неполадок имеют особое
значение, поскольку их остановка грозит опасностью затопле-
ния шахты, выходом из строя горного оборудования и боль-
шими финансовыми и материальными затратами на откачку
воды из затопленных горных выработок и восстановление
шахты. Большинство неисправностей в шахтных насосах прояв-
ляется в пусковой период, при переходных процессах и из-
менении горнотехнических условий шахт и рудников, т. е.
увеличении притоков шахтных вод, их внезапных прорывах
в горные выработки, изменении физико-химического состава.
Обеспечение надежной работы систем очистки вод в водо-
сборниках водоотливных установок рассмотрено в разд. 2.
Опыт эксплуатации показывает, что наиболее частой причи-
ной повреждения шахтных насосов является попадание в про-
точную часть частиц горных пород, содержащихся в шахтных
водах, и выход вследствие этого из строя разгрузочных
устройств, повышение износа уплотнений рабочих колес и др.
Перед пуском в эксплуатацию шахтных насосов проверяют
состояние фундаментов, руководствуясь следующими допусти-
мыми нормами отклонений: по основным размерам +30 мм;
для отметок опорных поверхностей +10 мм; для осей колодцев
фундаментных болтов +5 мм; для поверхностей фундаментов
+ 0,5 мм на 1000 мм длины.
187
24'
При приеме насосного агрегата проверяют наличие заглушек
на патрубке и отсутствие посторонних предметов в самом
насосе, степень свободы проворачивания ротора (от руки),
отсутствие повреждений корпуса, сальников и подшипников.
Проверяют зазор между полумуфтами, который со сдвинутым
до отказа в сторону Всасывания ротором должен быть
6—8 мм. Несоосность и непараллельность торцевых плоскостей
полумуфт не должна превышать 0,2 мм, что контролируется
специальным угольником или приспособлением для центровки
центробежных насосов.
Всасывающий трубопровод выбирают минимальной длины,
причем проложен он должен быть с повышением в сторону
насоса в целях вытеснения воздуха при заливке насоса.
Приемный клапан с предохранительной сеткой устанавливают
на расстоянии 0,5 м ниже минимального уровня воды в прием-
ном колодце. Для предупреждения возникновения режима
кавитации площадь отверстий предохранительной сетки вы-
бирают в 4 раза больше, чем сечение всасывающей трубы.
Напорный трубопровод оборудуют в соответствии с проек-
том водоотливной установки, устанавливая обратные клапаны,
задвижки, расходомеры и компенсаторы.
Пуск мощных насосных агрегатов осуществляют плавно,
в течение 1,5—2 мин сначала при закрытой задвижке, затем
постепенно открывая ее. При этом контролируют показания
манометра, вакуумметра, расходомера и амперметра, проверя-
ют частоту вращения, вибрацию и расход воды из разгрузоч-
ного устройства, который не должен превышать 2—3% от
подачи насоса.
Не допускается работа насоса при повышенной подаче,
перегрузке электродвигателя, механическом контакте статора
с ротором, увеличенном расходе жидкости из узла разгрузки,
закрытой задвижке на всасывающем трубопроводе (см.
табл. 8.5). При этих и других аварийных режимах насосный
агрегат отключают и вводят в работу агрегат, находящийся
в «горячем» резерве, т. е. тот, который после последнего
пуска и остановки не подвергался разборке, отсоединению
трубопроводов и арматуры, подготовлен к быстрому вводу
в эксплуатацию. Для сохранения «горячего» резерва проводят
пробный пуск резервных насосных агрегатов с одновременной
проверкой аппаратуры контроля, защиты и сигнализации,
а также системы трубопроводов.
Основное условие обеспечения надежной эксплуатации шахт-
ных насосов — высокая квалификация обслуживающего пер-
сонала, хорошо знающего правила технической эксплуатации
и инструкции по обслуживанию насосов.
Широко распространено автоматическое управление работой
шахтных насосных агрегатов и всего комплекса водоотливных
188
установок в зависимости от уровня воды в водосборнике
и максимума нагрузки в энергосистеме, а также системы
телемеханического, дистанционного управления и контроля,
системы местного управления при опробовании, наладке и ре-
монте шахтных насосов.
8.2. ОСОБЕННОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ШАХТНЫХ НАСОСОВ.
ВЛИЯНИЕ ИЗНОСА НА ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Один из основных факторов, влияющих на работоспо-
собность и энергетические показатели шахтных насосов,—
абразивность шахтных вод, обусловливаемая наличием в них
частиц минерального происхождения с высокой микротвер-
достью и приводящая к интенсивному изнашиванию металла
(см. разд. 2).
Гидроабразивный износ металла является результатом воз-
действия твердых минеральных частиц на поверхностный слой
металла, в процессе которого происходит резание металла
острыми кромками более твердых, чем металл, минеральных
частиц. Одновременно с этим вследствие ударов частиц
о поверхность металла возникает усталостное изнашивание.
Под действием этих факторов разрушаются узлы и детали
проточной части насосов.
Наблюдения показывают, что интенсивность гидроабразив-
ного износа возрастает с увеличением содержания в воде
и твердости абразивных частиц, особенно кварцевых пород,
а также скорости перемещения твердой фракции в потоке
жидкости.
В проточной системе шахтных насосов, работающей при
повышенном давлении, износ деталей носит характер не только
гидроабразивный, но и коррозионно-кавитационный. Во вса-
сывающей системе насосов интенсивный коррозионный износ
возникает в условиях пониженного давления из-за содержания
в большом количестве в шахтных водах растворенных, газов—
кислорода и др.
В результате механического разрушения пленок, которые
образуются при электрохимическом взаимодействии поверх-
ности металла с кислородом, коррозионному износу подверга-
ются сопряженные поверхности. Окислительно-коррозионное
изнашивание, или фреттинг-коррозия — явление, весьма часто
встречающее в практике эксплуатации шахтных насосов.
Фреттинг-коррозия возникает на поверхностях деталей, соединя-
емых друг с другом путем посадок с натягом. Даже при
малых относительных смещениях поверхностей фреттинг-кор-
розия вызывает вибрацию и деформацию, что нарушает работу
насоса.
189
Окислительное изнашивание—это разрушение металла в ре-
зультате микропластических деформаций поверхностных слоев
и диффузии в них кислорода из разрушающихся окислительных
пленок. Окислительное изнашивание распространяется сравни-
тельно с небольшой скоростью, но на ответственные детали —
шейки валов, кромки направляющих аппаратов и уплотнитель-
ные кольца, что снижает надежность работы насоса.
Гидроабразивный и кавитационный износы особенно ин-
тенсивны у лопаток рабочего колеса насоса и входной кромки
а на выходном участке его рабочей стороны (рис. 8.1).
Кавитация поражает области рабочего колеса с тыльной
стороны А, внутреннюю поверхность входного обода В и зазор
уплотнения кромки С, где возникает глубокий вакуум. Раз-
вивается также «щелевая» кавитация в зазорах, вызываемая
местными отжимами потока. Процесс усложняется и усиливает
дополнительное разрежение во всасывающей системе насоса.
Гидрообразивному износу подвержены все детали и узлы
проточной части насоса, т. е. входные кромки лопаток направ-
ляющих аппаратов, узел дистанционной втулки и особенно
первая ступень насоса.
Влияние различных видов износа на шахтные насосы
оценивается в результате экспериментальных исследований.
Значительное влияние на снижение напорной характеристики
насоса оказывает износ уплотнений рабочих колес. Так, при
увеличении зазора в переднем уплотнении на 1 мм насоса
ЦНС 60-99 напор и КПД снижаются соответственно на 9 и 5%
[2]. Аналогичное действие оказывает износ межступенчатых
уплотнений колес шахтного насоса.
Увеличение торцевого зазора дисков разгрузочного уст-
ройства вследствие гидроабразивного износа 0,2—0,75 мм
вызывает увеличение осевой силы в 1,2—1,5 раз, а смещение
ротора насоса в сторону всасывания свыше нормы—механи-
ческий контакт дисков рабочих колес с межсекционными
перегородками.
Превышение допустимых значений размеров дроссельной
щели на 1,5—2 мм (насос ЦНС 105-98) увеличивает расход
воды в разгрузочном устройстве в 1,5—2 раза, снижает КПД
насоса на 5% и повышает энергозатраты на 2%.
Забивка каналов рабочего колеса первой ступени кусками
угля, породы или древесной щепой обусловливает кавитаци-
онные явления во всасывающей системе, повышенный износ
и снижение напорной характеристики насоса на 30—40%.
Снижение напорной характеристики имеет место и при
подсосе 15% от подачи насоса воздуха во всасывающую
систему. При этом происходит сброс нагрузки, который
устраняется только повторным запуском и для мощных
высоконапорных насосов создает значительные эксплуатаци-
190
Рис. 8.1. Области интенсивного кавитационного (АЛС). и гидроабразивного (ав)
износов рабочего колеса шахтного насоса
Рис. 8.2. Характеристики насоса ЦНС 60-132 при повышенном механическом
трении в узле разгрузки осевого усилия:
Н—напорная, Е—удельного расхода электроэнергии; ц — КПД; R—сети
онные трудности. Так, при оптимальной подаче насоса ЦНС
38-110, равной 40 м3/ч, относительном подсосе воздуха 12%,
приведенного к давлению в камере всасывания, напорная
характеристика снижается на 30%, а КПД — на 38% при
одновременном повышении энергозатрат на 8,5%.
Осевое биение в торцевой паре разгрузочного устройства
насоса ЦНС 60-132 вызывает увеличение механических потерь,
снижение характеристики КПД и возрастание энергетических
затрат (рис. 8.2). При увеличении механических потерь, воз-
никновении стука или изменении шумовой характеристики
насос отключают и вводят в эксплуатацию резервные насосные
агрегаты.
Опыт эксплуатации насосов ЦНС 60-250 и ЦНС 105-190
в условиях откачки нейтральных вод с содержанием механи-
ческих примесей до 6,5 кг/м3 показывает, что их наработка
на отказ не превышает 2500 ч.
Уплотнительные кольца рабочих колес, рубашка вала
и втулка гидрозатвора, изготовленные из стали 4X13, в, процес-
се эксплуатации не претерпели особенных изменений, детали
191
же насоса, изготовленные из стали 35 (без предварительной
обработки), например, кольца торцевой пары разгрузочного
устройства, или рубашка вала под сальниковые уплотнения,
имели потери веса 3—5% за весьма короткий промежуток
времени работы.
За время 2500 ч эксплуатации насоса ЦНС 850-840 в услови-
ях интенсивного гидроабразивного износа на бокситовых
рудниках напор насоса снизился на 12%, КПД — на 6,5%
и увеличились энергозатраты за счет межступенчатых уплотне-
ний.
Напорные характеристики насоса ЦНС 60-250 значительно
снижаются после наработки 2000 ч. На рис. 8.3 пунктирными
линиями показаны исходные характеристики насоса ЦНС
60-200, а сплошными линиями — характеристики после конт-
рольной разборки.
8.3. ЗАЩИТА ШАХТНЫХ НАСОСОВ ОТ ГИДРОАБРАЗИВНОГО
И КАВИТАЦИОННОГО ИЗНОСОВ
В промышленности в условиях повышения надежности
работы шахтных насосов в условиях гидроабразивного и других
видов износа предусматривается комплекс защитных мероп-
риятий.
Вопросы теории и практики защиты насосов от гидроаб-
разивного износа рассмотрены в работах [2; 14]. Важное
значение имеет правильный выбор металла и материалов для
изготовления рабочих органов проточной части шахтных
насосов. Материал, используемый для изготовления рабочих
органов насоса,, в условиях действия различных видов износов
192
должен, однако, удовлетворять следующим общим требовани-
ям: выдерживать определяющий износ—микрорезанием; со-
четать высокую твердость с возможно большим относительным
удлинением; поглощать энергию удара твердых частиц и вос-
станавливать первоначальное состояние поверхности после
активного, удара. Если принять износостойкость стали 20 за
единицу, то действие гидроабразивного и других видов износа
условно можно оценить в баллах: стальное литье—1; серый
сугун—0,8; нержавеющие стали ИЧХ28Н2 — 5; ИЧХ17Н — 3,5;
ИЧХ12М —10.
Как показывает опыт эксплуатации шахтных насосов в усло-
виях откачки. агрессивных шахтных вод, наибольшему износу
подвержены чугун и углеродистые стали, значительно лучше
противостоят гидроабразивному износу различные марки не-
ржавеющих сталей и в определенных условиях хорошо заре-
комендовали себя некоторые марки пластмасс и резина. Резина
используется так же как защитный материал или для частичной
замены металлических деталей насоса.
На рудоремонтных заводах применяют различные способы
защиты деталей насоса от гидроабразивного и кавитационного
износов, например, поверхностное упрочение металла, наклеп,
закалку токами высокой частоты (ТВЧ), наплавку электродами,
напыление металла. Тогда поверхностный слой металла ста-
новится более стойким. Наплавка и напыление металла на
изношенные детали насоса из углеродистых сталей повышают
их стойкость к гидроабразивному износу и увеличивают
наработку на отказ от 2500 до 5000 ч.
Входные кромки направляющих аппаратов, изготовленных
из низколегированных сталей и обработанные закалкой ТВЧ,
имеют продолжительность работы на отказ 4000—4500 ч.
Закаленные ТВЧ передние уплотнительные кольца рабочих
колес, изготовленные из стали 35Л, меньше подвержены износу,
чем неупрочненные задние пояски, хотя они нагружены меньше.
Эффективны также диффузионные металлические покрытия.
Однако применение металлов, обладающих только высокой
износостойкостью, в целях повышения сроков службы не
всегда дает желаемые результаты, так как режим гидроаб-
разивного износа чередуется с режимом контактного трения.
и кавитационного износа. В этих условиях упрочнение рабочих
поверхностей сопряженных деталей целесообразно путем на-
несения слоя керамического покрытия, обладающими высокими
антикоррозионными и противозадирными свойствами.
В табл. 8.1 приведены способы защиты деталей насоса,
изготовленных из серого чугуна, углеродистой стали и других
металлов от гидроабразивного износа, путем нанесения метал-
лических покрытий, применения термообработки, напыления
и др.
25-5042
193
Таблица 8.1
Средства защиты деталей и узлов шахтных иасосов от гидроабразииного износа
Метод повышения износо- стойкости деталей* Прочность при растяже- нии, кг/см2 Относитель- ное удли- нение, % Скорость ИЗг нашивания при контакт- ном трении, мм/ч Толщина по- крытия, мм
Наплавка электродами «Со- рмайт-1» Термообработка ТВЧ Напыление 350—375 400—450 600—700 1,3—1,6 3,5—3,75 1,3—1,75 1 10“8 » МО"6 ’ 1-ю-8 0,75—1,2 0,5—1,5 0,5—2,5
* Металлические покрытия показали более низкую устойчивость, чем ТВЧ и напыле-
ние. Показатель эффективности защиты металлов от гидроабразивного износа
бпЛ
Л, = 24 365-- руб/год (б„—стоимость слоя покрытия детали толщиной 0,1 мм и пло-
?п
щадью 1 м , Jy—скорость гидроабразивного износа, мм/ч; zn—толщина слоя покрытия
металлом, мм). Твердость чугуна в расчетах принимается Н„ = 2000 Н/м2, угля—100 Н/м2.
Проблема защиты шахтных погружных насосов и насосов
участкового водоотлива от гидроабразивного и других видов
износа не имеет однозначного решения и требует проведения
больших экспериментальных' работ в натурных условиях.
При выборе износостойких материалов для изготовления
насосов следует учитывать горнотехнические особенности шахт
и рудников. Для насосов, работающих на откачке шахтных
вод с высоким содержанием высокоабразивных частиц требу-
ются противостойкие пластмассы и керамические уплотнения,
в других же условиях целесообразно применение нержавеющих
сталей и иных противостойких материалов (при условии
глубокой очистки шахтных вод). Предлагаемые комплексные
мероприятия должны осуществляться на практике с учетом
опыта работы рудников и шахт.
8.4. ВЫБОР ИЗМЕРИТЕЛЬНОЙ И КОНТРОЛИРУЮЩЕЙ
АППАРАТУРЫ ПРЦ ИСПЫТАНИИ ШАХТНЫХ НАСОСОВ
Испытания шахтных насосов условно подразделяют на
промышленные (эксплуатационные), доводочно-наладочные
и исследовательские.
Средства измерения параметров насосов выбирают так,
чтобы погрешность измерений при нормальном режиме не
превышала установленных норм. При этом допускаются сле-
дующие погрешности измерений: подача насоса—не свыше
2,5%; напор—2%; частота вращения — не свыше 1%, измерение
мощности —1,5%.
В процессе испытаний определяют оптимальные режимы
работы насосов, устанавливают пределы бескавитационной
194
работы, накапливают данные для совершенствования конструк-
ции [46].
Испытания в шахтных (натурных) условиях дают более
объективные результаты по сравнению со стендовыми или
лабораторными.
Напор насоса (м) определяют по формуле
Н= 10pM + 0,0136/?B + /io, (8.1)
где рм—показания манометра, кг/м2; hs — показания мановаку-
умметра, мм рт. ст.; hQ — расстояние по вертикали от места
включения манометра до места включения вакуумметра.
Для измерения давления в гидравлических системах насоса
применяют стрелочные манометры МКД-16, МКД-40 и другие
с применением демпфера в целях защиты приборов от
агрессивности шахтных вод и устранения вредных колебаний
давления в системе.
Получили распространение манометры с электрическим
выходом сигнала до 5 мА типа МПЭ-МИ с пределами
измерения до 60 МПа и типа 22 ДА «Сапфир» соответственно
100 МПа. Электрический выход позволяет использовать эти
приборы в системах управления и системах ЭВМ.
При исследовании переходных процессов в системе насос—
трубопровод применяют потенциометрические датчики МД-ЮТ,
МД-100Т, которые предварительно тарируются с помощью
контрольного манометра класса 0,5 при погрешности измерения
0,5—0,75%. Датчики МД малогабаритны, безынерционны,
имеют собственную частоту колебаний 4000 Гц при частоте
колебательных процессов в системе насос—трубопровод 450—
600 Гц.
Всасывающая система шахтных насосов контролируется
мановакуумметром ОБМВ-10 (предел измерения до 0,1 МПа,
класс точности 2,5).
Для измерения абсолютного разрежения применяются при-
боры серий 22Д и В с электрическим выходом от 4 до 20 мА.
Подачу насоса определяют расходомерами, основанными
на перепаде давления в диафрагме в нагнетательном трубо-
проводе. Расчет и выбор расходомера этого типа подробно
рассмотрен в литературе [36].
Опыт эксплуатации расходомеров ДМ-3583Н, ДСЭ-МЙ,
ДМЭР-М, ДТ-50 в условиях перепада давления от 0,001 до
0,063 МПа показал, что установка дифманометров в высоко-
напорных шахтных трубопроводах представляет значительные
трудности выполнения сварочных работ и выбора места
установки диафрагмы на расстоянии 10Д от задвижек, об-
ратных клапанов или закруглений в трубопроводе. При этом
снижается надежность высоконапорных трубопроводов из-за
дополнительных фланцевых и сварных соединений. Основные
же недостатки — быстрый износ кромок измерительной диа-
фрагмы под влиянием потока агрессивных шахтных вод
и увеличение погрешности при измерении расхода до 15—20%.
В горной промышленности получил распространение ульт-
развуковой расходомер «Акустрон», первичными датчиками
которого являются два электрода диаметром 33 мм. Датчики
устанавливают в напорном трубопроводе диаметром от 0,1
до 2 м.
Расходомер «Акустрон» сконструирован с использова-
нием последних достижений ультразвуковой техники и является
наиболее точным прибором в настоящее время, применяемым
в условиях работы отечественной горнорудной промышленности.
Ультразвуковой расходомер производства ПО «Экран»
(г. Самара) дает значения скорости жидкости с погрешностью
0,15—0,25% (по паспорту). Основной элемент прибора —
пластина пьезокерамики ЦТС-19. Возбуждение ультразвуковых
колебаний осуществляется при подаче на электроакустические
преобразователи импульсов напряжения амплитудой . 27 В
и длиной 0,3 мкс при коэффициенте затухания 7 дБ/м. Преоб-
разователи работают попеременно в. режимах приема и из-
лучения благодаря специальным электронным коммутаторам,
входящим в систему электронного блока. Использование для
прохождения ультразвуковых импульсов обоих преобразова-
телей в направлении движения воды в трубопроводе повышает
точность измерения [32].
В процессе работы расходомера образуются два синхроколь-
ца, которые обеспечивают самозапуск автогенератора. Специ-
альное устройство определяет разностную частоту, значение
которой пропорционально скорости потока в трубопроводе
(рис. 8.4).
Рис. 8.4. Схема включения электрических преобразователей и внешней ап-
паратуры расходомера «Акустрон» при различных диаметрах трубопровода
(£>у1=200 мм, Li=640 мм,- /1=282,9 мм, £>у2 = 400 мм, £2 = 845 мм,
/2 = 565,7 мм):
1—став; 2—патрубок; 3—электроакустические преобразователи; 4—блок измерения
расхода воды
196
Расходомеры «Акустрон» длительное время эксплуатиру-
ются на бокситовых рудниках для контроля подачи насоса
ЦНС 850-840. Их погрешность измерения 0,1—0,3%, входные
сигналы при силе тока 5 мА и частотные сигналы хорошо
согласуются с сигналами осциллографа. Используется в системе
контроля ЭВМ и системы телемеханики.
Мощность, потребляемую насосом, определяют на за-
жимах приводного двигателя с учетом значений КПД, по
каталогу, расчетом или экспериментальным путем на стенде.
Замер потребляемой двигателем мощности производится в за-
висимости от схемы присоединения нейтрали — по методу двух
или трех ваттметров. Это дает значение активной мощности
независимо от степени равномерности нагрузки фаз.
Потребляемую двигателем насоса мощность, которая опре-
деляется по методу двух ваттметров, можно рассчитать по
формуле
Кс = 103КтКпСу(а]+а2),, (8.2)
где Ку и К„ — коэффициенты трансформации трансформаторов
I V
тока и напряжения; Су= —-—цена деления ваттметров Вт/дел;
ITVH—пределы измерения по току и напряжению; т — число
делений ваттметра; а15 а2—показания- ваттметра, дел.
Ввиду повышения требований к точности измерений элек-
троизмерительные приборы, устанавливаемые на щитах, не-
применимы для энергетических испытаний насосов. При при-
менении метода двух ваттметров используют комплект при-
боров КИП-51 или КИП-52 при классе точности 0,2 или
специальные самопишущие киловаттметры с напряжением во
вторичных цепях до 0,6 кВ, а также отдельные блоки трансфор-
матора тока И-508 и трансформатора напряжения. Возможный
предел измерения мощности в зависимости от трансформаторов
тока составляет 1000—3000 кВт.
Мощность потребляемая насосом из сети при известной
электрической мощности электродвигателя
Nc -^в/Лдв,
гДе Лдв — КПД двигателя при данном режиме.
Кавитационные испытания шахтных насосов
проводят при положительной высоте всасывания с определе-
нием зависимости напора, подачи, мощности и КПД от
высоты всасывания или кавитационного запаса. Подача насоса
при испытаниях регулируется специально установленной на
всасывающем трубопроводе задвижкой, и . изменение подачи
на выходе из насоса доводят до полного срыва вакуума (см.
рис. 3.7). При испытаниях замеряют атмосферное давление по
197
аттестованному барометру. Давление паров жидкости определя-
ют по табл. 4.2 и температуре шахтной воды. Приведенные
данные позволяют точно рассчитать кавитационный запас
насоса.
Частоту вращения насосного агрегата измеряют с по-
мощью тахогенератора и тахометром ТЦ-2.
Для этой цели перспективно применение электронного
измерительного устройства частоты вращения ТССА класса
точности 0,2 с индикацией результатов измерений на цифро-
печатающее устройство и выходным сигналом 5 мА.
8.5. ПРОМЫШЛЕННЫЕ (ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ) ИСПЫТАНИЯ
ШАХТНЫХ ВЫСОКОНАПОРНЫХ НАСОСОВ
Перед проведением испытаний разрабатывают специальную
программу, которая предусматривает весь цикл работ по
определению основных характеристик насосных агрегатов —
напорной, энергетической, кавитационной, вибрационной, КПД
и др. В процессе испытаний в целях определения объемного
КПД определяют состояние концевых уплотнений и утечки
жидкости из разгрузочного устройства. Одновременно проводят
температурные измерения подшипников, сальников, обмоток
двигателей и шахтной воды. Напорную характеристику опре-
деляют в пределах от 0 до 1,10<2НОМ, напор — от 0 до Г,15РНОМ
и мощность — от 0 до 1,1Ahqm- Вместе с тем рекомендуется
проверять работу насосного агрегата при холостом ходе
(1,5—2 мин), половинной нагрузке (30 мин), нагрузке 0,75<2НОм
(20 мин) и полной нагрузке (180 мин). После устранения
замеченных недостатков насосный агрегат включают на посто-
янную работу. В этих условиях оцениваются также устойчи-
вость режима работы насосного агрегата в системе насос—
трубопровод и безотказность работы его узлов и деталей.
По результатам промышленных испытаний в конструкции
узлов и деталей насосов вносят изменения, составляют паспорта
на насосное оборудование и разрабатывают технологические
карты с указанием оптимальных параметров.
Промышленные испытания насоса ЦНС 300-1300 представ-
ляют большой интерес, поскольку применение этого насоса
в горной промышленности позволяет осуществлять одноступен-
чатую схему организации водоотлива с глубины 1300 м. Насос
может нормально работать при содержании в шахтных водах
механических примесей не более 0,1% по массе и размере
твердых частиц не более 0,1 мм (см. разд. 6).
Особенностями конструкции насоса ЦНС 300-1300 являются
частота вращения 3000 мин “1 и подшипники скольжения
с охлаждением водой, поступающей из разгрузочного устройст-
198
Рис. 8.5. Рабочий режим вы-
соконапорного шахтного на-
соса ЦНС 300-650-г 1300
(промышленные испытания)
и характеристики:
1—напорная насоса, работа-
ющего совместно с подпорным
насосом ВП-340; 2—то же, пос-
ле 750 ч работы; 3—сети; 4—
мощности; 5—подпорного (бу-
стерного) насоса ВП-340; 6—
КПД
ва, которое состоит из диска разгрузки, кольца, втул-
ки разгрузки и дистанционной втулки. Зазор между втул-
кой разгрузки и дистанционной втулкой регулируется в пре-
делах 2—4 мм в зависимости от давления в разгрузочной
камере.
При аварийном износе гидравлической пяты свыше 4 мм,
насосный агрегат автоматически отключается микропереключа-
телем, воздействующим на цепи управления электродвигателя.
Характеристика насоса, полученная во время испытаний
(рис. 8.5), позволяет сделать следующие обобщения. Насос
при закрытой задвижке развивает напор 1350—1400 м, расход
воды через разгрузочное устройство 8,0—8,4 м3/ч, что со-
ставляет 2,8% его номинальной подачи. При наработке насоса
свыше 750 ч подача несколько снижается, а расход воды из
разгрузочного устройства достигает 10,2 м3/ч.
Снижение параметров насоса объясняется эрозионным из-
носом рабочих колес, износом межступенчатых уплотнений
и колец разгрузочного устройства. При повышенном содержа-
нии механических примесей в шахтных водах увеличивается
износ гидравлической пяты до 2,5 мм, нарушается соотношение
осевых усилий в ' насосе и ротор смещается в сторону
всасывания. В связи с этим во избежание дисбаланса системы
ротора и для недопущения повышенной вибрации насосного
агрегата необходима тщательная центровка оси насос—двига-
тель. Равномерность зазора между полумуфтами должна быть
6—8 мм при роторе, сдвинутом до отказа в сторону крышки
всасывания, и несоосность вала насоса и двигателя—не более
0,06 мм.
199
Перед пуском главного насоса должен включаться подка-
чивающий насос ВП 340-18Л и только по истечении 35—
40 с—автоматически насос ЦНС 300-1300 при закрытой за-
движке на нагнетании с постепенным ее открыванием. Нагрузка
электродвигателя при этом возрастает от 250 до 1550 кВт.
Работа насоса при закрытой задвижке рекомендуется не дольше
2 мин, чтобы не допустить возникновения вибрации.
При остановке насоса закрывается регулирующая задвижка,
выключается электродвигатель главного насоса и через 2—4 с
отключается подкачивающий насос. При длительной эксплу-
атации быстроходных и высоконапорных насосов ЦНС 300-1300
применяется схема автоматического управления для чередова-
ния пуска и остановки главного и подкачивающего насосов"
с определенной выдержкой времени.
В процессе испытаний насоса наблюдались повышенный
нагрев подшипников из-за недостаточно тщательной цент-
ровки осей вала насоса и электродвигателя и повышенный
эрозионный износ втулок (разгрузки и дистанционной), что
увеличивало дросселирующий зазор между ними и вызы-
вало повышенную утечку (свыше 5%) воды из разгрузоч-
ного устройства.
Для нормальной эксплуатации шахтных насосных агрегатов,
без аварийных режимов при напоре 1300—1400 м необходимы
высококачественное выполнение трубных соединений, надежное
крепление става в стволе шахты, точное и надежное присое-
динение аппаратуры и тщательное крепление насосного агрегата
на фундаменте.
8.6. ПЕРЕХОДНЫЕ ПРОЦЕССЫ
В ВЫСОКОНАПОРНЫХ ШАХТНЫХ НАСОСАХ
Переходные процессы в шахтных насосах исследовались
при испытаниях насоса ЦНС 850-^840 в условиях глубоких
горизонтов на одном из бокситовых рудников с применением
осциллографических методов и электрических методов измере-
ния неэлектрических величин.
Переходные процессы в высоконапорных шахтных насосах
возникают при пуске насосного агрегата на открытую и за-
крытую задвижку, понижении напряжения в сети 6 кВ, потере
привода и других режимах работы.
При рассмотрении теоретических положений переходных
процессов принимаются допущения: жидкость несжимаема
и характер ее движения турбулентный; пульсация скорости
жидкости в системе незначительна; в системе возможно
200
возникновение волновых колебаний при различных частотах
и высокой амплитуде.
Оптимальная частота вращения насосного агрегата
и=— (МДВ-МС)Л. (8.3)
^нач*' J
О
Изменение давления в системе насос—трубопровод
Ap=^L + pgH.
(8.4)-
На переходные процессы значительное влияние оказывает
инерционность системы — насосного агрегата (ротора) и столба
жидкости в трубопроводе.
Постоянная времени системы
Тс — Гж 4" 7"агр —
U Ж 1 al р
GDq-Hq
3500/V„OM
(8.5)
где Тж — постоянная времени инерционности столба жидкости
в системе, с; 7агр— постоянная времени инерционности аг-
регата, с; Qo — расход жидкости в системе, м3;
GD 2 = 1,1 — 1,115/GZ) дВ—маховый момент ротора привода,
кНм2; LT; ST—длина и площадь шахтного трубопровода
(см. разд. 6); Н—глубина шахты, м; NHOM — номинальная’
мощность двигателя.
Осциллографические методы позволяют регистрировать од-
новременно многие параметры шахтных насосов (напор, пода-
ча, мощность и др.) и анализировать их работу в переходный
период^ Структурная схема осциллографической аппаратуры
показана на рис. 8.6, а характеристика аппаратуры приведена
в табл. 8.2.
На рис. 8.7 и 8.8 показаны напорные и энергетические
характеристики, а также осциллограммы переходных процессов
при испытаниях насоса ЦНС 850-840.
В процессе испытаний установлено, что напор насоса
изменяется по апериодическому закону. Продолжительность
нарастания по апериодическому закону не превышает 3—4 с
и 1,5 от нормального давления. Апериодический характер
процесса зависит от подачи насоса, инерционности систе-
мы, гидравлических сопротивлений трубопровода и глубины
шахты.
Частота вращения агрегата изменяется по экспоненциаль-
ному закону в течение 4—5 с.
Переходные процессы целесообразно проанализировать
в системе насос—трубопровод с применением ЭВМ и сопо-
201
26-5042
Рис. 8.6. Схема осциллографирования пере-
ходных процессов в шахтных насосных аг-
регатах осциллографом НО-444:
ВР2—датчик вибрации перемещения; XT—разъ-
емные соединения; ВР1—датчик давления МД-
60Т; Rt, R2—подстроечные резисторы; BR—тахо-
генератор; PS—гальванометры осциллографа для
регистрации частоты вращения и, давления
Р и вибрации /ви6; SA — выключатель; PV—вольт-
метр; UZ—выпрямитель (<7вь1пр=4,5 В). На схеме
не показаны гальванометры для регистрации пода-
чи насоса от «Акустрона» и силы тока от
трансформатора тока
Рис. 8.7. Характеристики \1 —паспортная,
2—до начала испытания, 3—после 2000 ч
работы) насоса ЦНСГ 850-240-^840 при
длительном режиме работы сети (4) и КПД
(5—вначале, 6—в конце)
ставить результаты с данными осциллографических исследова-
ний.
На процесс разгона мощного насосного агрегата большое
влияние оказывает маховой момент ротора и в меньшей
степени — инерционность столба жидкости в ставе. Маховые
массы ротора в высоконапорных насосных агрегатах изменя-
ются в пределах 5—9 кН; в меньшей степени на разгон
агрегата оказывает влияние инерционность столба жидкости
в ставе.
202
Таблица 8.2
Приборы для осциллографических исследований режимов шахтных яасосои
Измеряемый параметр Прибор Погрешность
Наименование, тип Класс точности прибора измерений
Скорость протяж- ки, мм/с Осциллограф Н-0444; № 004202 0,2 1' о,1
Подача, мэ/ч Расходомер «Аку строн» № 00024 0,2 0,2 0,2
Амплитуда пере- менного тока Преобразователь Е-8244 —— 2 0,5
Частота вращения, мин"1 Тахометр электриче- ский ТЦ-2 ЭМ-906-12) 0,2 1,5 1,5
Давление, Па Датчик МД-100т № 44828 Датчик МД-Ют № 07420 0,6 1,5 1,5 0,5 °>5
Опасным по уровню пульсации давления в системе насос—
трубопровод является режим на закрытую задвижку, когда
возникают двойные амплитуды пульсации давления.
Во избежание гидродинамических перенапряжений в системе
необходимо осуществлять плавное открытие задвижки.
।_________।__________।__________1_
О /с 2 с Зс
Рис. 8.8. Осциллограммы пуска однодвигательного насосного агрегата ЦНС
850-840: .
1—динамика изменения давления в системе насос—трубопровод; 2—изменение подачи
насоса 211ОМ = 840 н-860 м3/ч; 3—нарастание частоты вращения агрегата nUOM = 1475 мин ”';
4 — изменение пускового тока электродвигателя ДСШ 40-74-4 (7У=3150кВт, 1/=6 кВ)
26* 203
Скорость запуска определяют по эмпирическому уравнению
dm <
It
°’8*t
Пульсация давления и вибрация возникают при потере
привода. В таких случаях применяются защитные средства
от гидравлического удара, рассмотренные в многочисленных
работах [13, 42].
Опыт эксплуатации высоконапорных шахтных насосов сви-
детельствует о значительных динамических нагрузках в насосе
при переходных процессах, так как 60% всех неполадок
и аварийных ситуаций возникает в этот период. Эксперимен-
тальные исследования переходных процессов позволяют изучить
гидродинамические процессы в самом насосе и системе насос—
трубопровод, а также индивидуальные особенности насоса,
выбрать средства защиты от гидродинамических перенапряже-
ний и использовать опыт при разработке новых конструкций
шахтных насосов. Результаты испытаний насосов приведены
в табл'. 8.3 и 8.4.
С увеличением параметров шахтных насосов растут требова-
ния к их надежности и возникает необходимость более
глубокого изучения переходных процессов в системе. Во время
Таблица 8.3
Результаты испытаний насосов на рудниках цветной металлургии
Параметры насоса Тип насоса
К-60М ЦНС 180-85-425 ЦНС 300-120-600 ЦНСГ 850-240-960 ЦНС 300-1040
Подача, м3/ч 60 180 .300 850 30
Напор, м 20 425 600 840 960
Напор на одну сту- пень, м — 42,5 60 120 130
Мощность на одну ступень, кВт (в зна- менателе— на все ступени) 5 29/500 69/.800 380/3150 140/1600
Допустимый кавита- ционный запас, м 5 4 4 5,0 2
Частота вращения ротора, мин-1 1450 1475 1475 1475 3000
КПД, % 65 70 70 72 71
Средняя внешняя утечка, м3/ч Н. д. 3,6 6/ 20,0 6,1
Температура подшип- ников, СС Среднее квадратич- ное значение вибро- скорости, мм/с 60 70 60 70 75
6 7 7 6,5 8
204
Таблица 8.4
Эксплуатационные показатели испытаний насосных агрегатов на рудниках цветной металлургии
Насосный агрегат Подача, м3/ч при задвижке Напор, м, при задвижке Мощность, кВт, при задвижке кпд, %, при задвижке Сила тока, А Электро- двигатель
закрытой открытой закрытой открытой закрытой открытой закрытой открытой номиналь- ного пускового
ЦНС 850-960 0 800 1000 960 1280 2860 0 71 352 1760 ДПС 14074—4
0 700 — 984 — 2630 0 72 — — (п= 1500 мин- *)
ЦНС 300-1300 0 280 1350 1250 1000 1560 0 71 177 980 2АЗМВ1 —1 — 1600 (л = 3000 мин *)
ЦН 1200x310 (14М-12х4) 0 1250 250 220 150 1020 0 74 125 625 ДАМС-150х 4 (и = 1450 мин -:)
ЦНС 180-500 0 180 540 500 85 400 0 72 47 230 4АН-355М2 (и = 3000 мин-1)
работы насоса появляются крутильные колебания вала и виб-
рация, вызывающие многочисленные поломки и аварии. При-
чиной этого является то, что ротор многоступенчатого насоса
представляет собой сложную колебательную систему, характер
движения которой определяется совокупностью действия мно-
гих факторов. 'Например, большое влияние оказывают силы
внутреннего трения, которые при определенных условиях могут
создавать самовозбуждающиеся колебания вала с недопустимо
большой амплитудой. В таких случаях необходима эксперимен-
тальная проверка динамической . системы ротора в целях
устранения его дисбаланса, проверка относительных зазоров
в подшипниках и состояния уплотнений в рабочих колесах
с учетом гидродинамических сил, возникающих при износе
щелевых уплотнений насоса [19]. Однако большая мощность
привода затрудняет исследования динамики ротора на экспе-
риментальных установках [22].
Результаты испытаний высоконапорных шахтных насосов
и опыт их эксплуатации в отечественной и зарубежной
промышленности в условиях отработки глубоких горизонтов
шахт позволяют сделать следующие . обобщения.
Развитие шахтного насосостроения происходит в направле-
нии создания новых высоконапорных насосов для откачки
шахтных вод с глубоких горизонтов шахт и рудников с по-
вышенными значениями быстроходности, единичной мощности
и габаритов, рациональной компоновкой. Повышающиеся при
этом нагрузки на все конструктивные элементы насоса требуют
разработки математических программ для расчета напряжен-
ного состояния элементов с использованием ЭВМ. В связи
с этим необходим и выбор наиболее стойких и прочных
материалов для изготовления узлов и деталей насоса в со-
ответствии с горнотехническйми условиями шахт.
При испытаниях насоса ЦНС 300-1300 наработка на отказ
составила не более 2000 ч.
На заводах шахтного насосостроения совершенствуются
конструкции шахтных насосов, в результате чего: напор ступени
за счет быстроходности возрастает с 130 до 200 м; модер-
низируется проточная часть насосов за счет улучшенной
гидравлической схемы рабочего колеса первой ступени, оп-
тимального выбора параметров закруглений; улучшаются от-
воды и уплотнения и в связи с этим повышается КПД
насосов до 78—80%. Бустер—насосный агрегат ВП-340-18Л
заменяется на шнековое устройство.
Для изготовления рабочих органов высоконапорного .шахт-
ного насоса применяют высококачественные стали. Вал и дру-
гие детали проточной части изготовляют из нержавеющих
или малолегированных сталей с соответствующей термической
или другой обработкой. Сталь 14X13 применяется для из-
206
готовления рубашки вала, дистанционной втулки, втулки
разгрузки и других ответственных деталей.
Широкое применение в горной промышленности получают
насосы с напором 650, 812, 975, 1040 и 1300 м при кавитаци-
онном запасе 3,5 и мощности двигателя соответственно 720,
995, 1065, 1250 и 1600 кВт.
В шахтном насосостроении перспективным направлением
является разработка новых насосов с частотой вращения
4000—6000 мин-1, редуктор в которых находится между двига-
телем и насосом и двойным корпусом для повышения
безопасности их обслуживания. Практика эксплуатации водо-
отливных установок на глубоких горизонтах показала бес-
спорные преимущества высокооборотных агрегатов по сравне-
нию с низкооборотными.
Устранение влияния гидроабразивного износа в зарубежной
горнорудной промышленности осуществляется двумя методами:
1) применением более стойких материалов (пластмассы, хро-
моникелевые стали, металлокерамика) или легированных ста-
лей, что позволяет повысить наработку на отказ конструкции
насоса до 20-103 ч.
Использование схем глубокой очистки шахтных вод
с помощью совершенных фильтровальных аппаратов устраня-
ет причину гидроабразивного износа деталей насоса тверды-
ми минеральными частицами и сокращает расход электро-
энергии на откачку шахтных вод с глубоких горизонтов (см.
разд. 2).
Благодаря изготовлению основных деталей насоса из хро-
моникелевых сталей и пластмасс насос фирмы «Зульцер»
(Германия) при высоте нагнетания 1500 м, подаче 600 м^/ч
и частоте вращения 3000 мин-1 имеет наработку на отказ
15 103 ч. На шахте «ЭРПМ» ЮАР эксплуатируется четыре
насоса фирмы «Зульцер» с электродвигателями мощностью
4000 кВт и подачей 900 м3/ч, которые при частоте вращения
3000 мин-1 и высоте нагнетания 1200 м имеют наработку на
отказ 18-103ч.
8.7. ДИАГНОСТИКА И ВИБРОХАРАКТЕРИСТИКИ
ШАХТНЫХ ВЫСОКОНАПОРНЬЕХ НАСОСОВ
Диагностический контроль шахтных насосов с помощью
виброаппаратуры позволяет определить вибрацию насосных
агрегатов и состояние их крепления на фундаменте, крепление
узлов и уплотнений вала, надежность работы подшипников,
а также снять вибрационные характеристики и наметить
мероприятия по устранению замеченных неисправностей.
Вибрация насоса характеризуется частотой (Гц), вибро-
смещением (мкм), виброскоростью (м/с) и амплитудой (мкм).
207
Амплитуда вибросмещения характеризуется одночастотны-
ми гармоническими колебаниями, а среднеквадратичная виб-
ррскорость—сплошным спектром.
Вибрация ротора—основной источник виброколебаний, ко-
торые передаются на вал насоса, фундамент, корпус и его
подшипники, нарушая равномерный ход насосного агрегата,
изменяя размеры зазоров у рабочих колес и вызывая поломки
узлов и деталей.
При неуравновешенном роторе центр масс, смещается от-
носительно геометрического центра сечения на эксцентриситет
е и обусловливает возникновение дополнительной центробеж-
ной силы, пропорциональной величине эксцентриситета и воз-
буждающей поперечные колебания.
Виброколебания ротора с частотой, равной частоте его
вращения, появляются в результате неточности сборки, наруше-
ния соосности вала насоса и двигателя, неравномерности
сечения вала относительно взаимно перпендикулярных осей
и неуравновешенности его составляющих элементов, а также
сил, действующих на ротор в масляном слое подшипников
скольжения, и сил, возникающих на кромке рабочего колеса.
Увеличение быстроходности шахтных насосов, особенно
если частота вращения превышает вторую критическую ско-
рость, обостряет актуальность проблемы балансировки рото-
ров.
Для снижения вибрации многоступенчатого насоса на
стендах проводят статическую и динамическую балансировку
ротора и его составляющих—рабочих колес, разгрузочного
диска, полумуфты и др. В условиях рудоремонтных заводов
балансировка связана с большими трудностями и требует
большого опыта.
Статическую балансировку ротора многоступенча-
того насоса проводят на двух параллельных опорах (балан-
сировочный станок). Неуравновешенный груз находится в ниж-
ней точке и это позволяет определять и устанавливать
плоскость дисбаланса и центр тяжести его составляющих,
В процессе балансировки устанавливают необходимость до-
бавления или удаления части металла в соответствующих
местах до получения совпадения эксцентриситета масс ротора
с осью вращения вала.
Динамическую балансировку сначала проводят на
специальных станках при ограниченной частоте вращения, когда
рабочая частота вращения намного меньше критической часто-
ты и не находится в вибрационном состоянии. Это является
предварительной операцией по уравновешиванию ротора. Затем
с помощью виброизмерительной аппаратуры определяют основ-
ные плоскости дисбаланса и неуравновешенность симметричных
форм—величины и положения грузов на роторе [12, 16, 22].
208
Наиболее эффективная балансировка ротора насоса осущест-
вляется в подшипниках, с применением виброизмерительной
аппаратуры, позволяющей снять виброхарактеристику, выявить
точки возникновения вибровозбуждения и величину вибро-
смещения (мкм), снизить отрицательное влияние возникающих
центробежных сил.
Значительное влияние на виброхарактеристику шахтного
насоса оказывает центробежная сила от остаточного дисбаланса
рабочего колеса—составной части конструкции ротора:
GK=1,11-10'6Мие, (8.6)
где М—масса рабочего колеса, кг; е—эксцентриситет, мм.
Допустимое значение е устанавливается в зависимости от
размера наружного диаметра рабочего колеса. При изменении
его в пределах 250—450 мм значение эксцентриситета не
должно превышать 0,65 мм. Так, одностороннее расположение
неуравновешенных масс на ободе рабочего колеса не более
0,1 кг при Л = 200 мм и частоте вращения 3000 мин'1 вызывает
дополнительную неуравновешенную центробежную силу:
(\ 2 / \ 9
—=2£о,2^л—=225 Н.
30 J 9,81 \ 30 J
При частоте вращения шахтных насосов «=1000 мин'1
остаточный дисбаланс ротора после балансировки на станке
r _6,35Gil0'5
^рот
(8.7)
п
где Gj — вес балансированной сборки, Н.
Аналитическое выражение остаточного дисбаланса ротора
имеет более сложную зависимость от вибрации вала, демп-
ферного явления в подшипниках и др. [18, 22]. Необходимо
учитывать возможность возникновения дисбаланса ротора от
неравномерного теплового расширения отдельных составля-
ющих его конструкций, особенно при откачке термальных
шахтных вод и вод с пожарных участков. Дисбаланс от
теплового расширения
AG{ = GRi («! — ос2)А/, ‘ (8.8)
где G—вес детали, Н; Rx—расчетное расстояние от центра
расширения детали до оси вращения вала, м; а1?
а 2 — коэффициенты теплового расширения материала.
Вибрационные исследования шахтных насосов характеризу-
ются амплитудно-частотными характеристиками, которые сни-
мают при испытаниях на заводских стендах или в натурных
(шахтных) условиях. Для этих целей используется виброиз-
мерительная аппаратура ВИП-2, ВИР-2, ВИП-5, ВИП-6. Ап-
27-5042 209
паратура комплектуется вибродатчиками сейсмического типа,
датчиком смещения, измерительным блоком, фазовым датчи-
ком, лампой стробоскопа и соединительными кабелями. Из-
мерительный блок состоит из специализированного катодного
осциллографа, частотомера, амплитудоизмерителя, фазометра,
блока контроля и стабилизатора питания. Система фильтров
позволяет выявить основную гармонику колебаний в диапазоне
частоты вращения 1200—6000 мин'1 и низкочастотные со-
ставляющие. Прибор имеет выход на шлейфовый осциллограф
для записи виброколебаний.
Установка датчиков для получения виброхарактеристик на
самом роторе трудно выполнима, поэтому вибрацию насоса
оценивают с помощью датчиков, располагаемых на корпусах
подшипников и лапах насоса [8; 41].
При вибровозбуждении колебательных процессов на корпусе
подшипника возникают гармонические колебания со скоростью
Z=Zosina)t с амплитудой Zo и частотой со. Ускорение
вибрации вычисляют по формуле a = ZQa>2 sin со Л При со-
впадении колебаний системы с угловой скоростью ротора
1 Пп\
амплитудное значение ускорения а = Zo I — I, а отношение,
виброускррения к ускорению силы тяжести характеризуется
коэффициентом виброперегрузки А’Пер=—
Испытания шахтных насосов. В связи со сложностью
условий работы ротора многоступенчатых шахтных насосов
весьма трудно аналитическим путем рассчитать вибрационные
процессы и определить критическую скорость с учетом всех
влияющих на нее факторов. Значительное влияние на процессы
вибровозбуждения оказывает критическая скорость, при кото-
рой резко возрастает амплитуда колебаний. Чаще всего
критические скорости совпадают с собственными частотами
поперечных колебаний вала, тогда условия эксплуатации шахт-
ных насосов усложняются еще более.
В вибрационной технике не разработаны нормы вибрации
для центробежных многоступенчатых насосов и оценки влияния
вибрации на работу шахтных насосов. Поэтому используются
нормы, разработанные для насосного оборудования тепловых
электростанций (см. разд. 4). При этом вибрацию шахтных
насосов оценивают по общепринятым параметрам вибротех-
ники, к которым относятся амплитуда (мкм), вибросмещение
‘(мкм), виброскорость (м/с), виброускорение (м/с2) и динами-
ческая перегрузка машины (Н).
Вибрация насосного агрегата Считается допустимой при
двойной амплитуде смещения не более 100 мкм в плоскости
расположения подшипников.
210
Рис. 8.9. Аппаратура АКВ-3
с измерительным прибором
ВИП-1000 для контроля виб-
рации шахтных высокона-
порных насосов ЦНС 850-
840 и др. (разработка СКВ
шахтной автоматики):
1—роликовый подшипник насо-
са; 2—датчик вибрации; 3—
соединительный кабель; 4—при-
бор ИПВ-1000; 5—соединение
для подключения осциллографа
о
Л, МКМ
________I________I_____I_________I_______L
0 to 20 30 00 Ги,
Дмкм
300
Л,мкм
0 10 20 30 00 50 Ги,
200
100
50
40
30
го
to
0. 10 20 30 00 Гц
Рис. 8.10. Вибрационные характеристики шахтных высоконапорных насосов:
а—ЦНС 300-1300 (/ — при уравновешенном роторе, 2—при поломке и выкрашивании
баббита во вкладыше правого подшипника); &—ЦН 1200-310 или 14М-12х4 (3—при
неуравновешенном роторе, т. е. при дисбалансе рабочего колеса первой ступени, 4 —
при уравновешенном роторе)
При исследовании вибрационных процессов применяют
датчики смещения, регистрирующие вибросмещение на корпусе
подшипника и передающие вибросигналы на измерительный
прибор ВИП-1000 с аппаратурой АКВ-3 (рис. 8.9).
Для нормальной работы насоса ЦНС 300-180-1300 вибро-
смещение не должно превышать 60 мкм с общим эффективным
значением виброскорости 11 мм/с, а для насосов ЦНС 850-
840 — соответственно 80 мкм при частоте вращения 1475 мин"1.
27* 211
В процессе испытаний насоса ЦНС 300-1300 на правом
его подшипнике из-за выкрошивания баббита во вкладыше
была зарегистрирована повышенная амплитуда вибрации
(рис. 8.10, а). На рис. 8.10, б показаны виброхарактеристики
насоса ЦНС 850-840 при неуравновешенности ротора (дисбаланс
рабочих колес) из-за повышенного вибровозбуждения насоса
по причине неисправности правого подшипника (поломка
внутреннего колеса) и нормальной вибрации насоса, когда
ротор уравновешен. Разрушение подшипников и возникновение
вибрации обусловливается низким качеством монтажа насос-
ного агрегата, некачественной обработкой вкладышей подшип-
ников качения, неудовлетворительными условиями смазки и ди-
намическими ударами на ротор, а также внезапным отключе-
нием электроэнергии.
Исследование виброхарактеристик шахтных насосов — про-
цесс трудный и результаты его носят случайный характер.
Так, частота колебательных процессов насоса ЦНС 850-840
в зависимости от состояния балансировки ротора в самих
подшипниках и несоосности валов насоса и двигателя из-
меняется от 50 до 8000 Гц при амплитуде вибросмещения
20—150 мкм. При этом замечено, что чем выше частота
вращения ротора, тем ниже должна быть допустимая ампли-
туда вйбросмещения.
Диагностический контроль вибрации шахтных насосов дает
возможность установить возникновение дисбаланса от неточной
посадки рабочих колес на вал насоса с увеличенным радиаль-
ным зазором и определить смещение детали во время
эксплуатации.
Анализ виброхарактеристики позволяет определить частоту
колебания, их амплитуду, значения виброскорости и ускорения
и, следовательно, установить значение вибрации, при котором
сохраняется конструкция насоса [12, 46].
Причины возникновения вибровозбуждения шахтных насо-
сов весьма разнообразны и выявить без применения виброап-
паратуры практически невозможно. Основные причины воз-
никновения вибровозбуждения приведены в табл. 8.5.
Высокий уровень вибрации насосного агрегата устраняют
при контрольной частичной или полной сборке насоса с точным
соблюдением всех допусков, зазоров и посадок с последующей
проверкой ротора на отсутствие дисбаланса на балансирном
станке. Хорошо пригнанные узлы насоса, выполненные без
отступлений от технологических карт и снижением дисбаланса
до установленных норм, обеспечивают безаварийную работу
насоса. При этом не образуются прогибы и сдвиги в кон-
тактируемых поверхностях узлов и деталей, система ротора
является виброустойчивой. Амплитуда смещения в этих услови-
ях составляет 50—70 мкм при частоте вибрации 800—1000 Гц,
212
Таблица 8.5
Характерные неисправности в работе шахтных насосов и способы их устранения
. Признаки не- исправности Причины неисправности Способы устранения
Малая подача Подсос воздуха через Проверить соединения всасываю-
неплотности всасываю- щего трубопровода Нарушение уплотнений рабочих колес из-за из- носа уплотняющих ко- лец Нарушение действий ги- дравлического затвора Чрезмерное сопротивле- ние всасывающего и на- гнетательного трубо- проводов щей части. Устранить' дефекты сальника Заменить уплотнения рабочих колес Набить сальник, подтянуть ме- ста соединений трубопровода Провести контрольный расчет трубопровода и заменить его тру- бопроводом большего диаметра
Недостаточный Негерметичность при- Проверить или заменить клапан
напор емкого клапана Напор установленного насоса недостаточен для данной сети Изношены рабочие ко- Заменить насос Заменить колеса
Повышенный рас- леса Увеличены зазоры в уплотнениях рабочих колес Увеличение радиально- Заменить уплотнительные кольца Заменить дроссельную втулку
ход воды через разгрузочное ус- тройство го дросселирующего за- зора Перекос разгрузочного Вскрыть разгрузочное устройство
Нагрев сальника диска Нарушение уплотнения неподвижного разгру- зочного кольца Изношена набивка саль- и устранить перекос. Заменить разгрузочное кольцо, отрегулировать установку Заменить набивку
Повышенная виб- ника Чрезмерно затянуты гайки крышки Расцентровка агрегата Ослабить затяжку до появления умеренного просачивания воды Проверить крепление фундамент-
рация насоса ных болтов и взаимное располо-
Значительная кавитация жение полумуфт насоса и двига- теля в соответствии с допуска- емыми зазорами между ними Устранить подсосы воздуха во
Увеличен зазор в уп- лотнениях . Задевание ротора насо- всасывающей системе Заменить уплотнительные кольца Разобрать насос и проверить его
Повышенный на- са за корпус Задиры в проточной ротор на биение на токарном станке Устранить осевой разбег ротора
грев . воды в на- части насоса и его прогиб
сосе Чрезмерный на- Повышенная подача на- Проверить с помощью ваттмет-
грев двигателя coca ра мощность электродвигателя
213
Продолжение табл. 8.5
Признаки не- исправности Причины неисправности Способы устранения
Напор принят с боль- шим запасом Неправильная сборка насоса ।* или установить другой, большей мощности. При сохранении ис- пользуемого двигателя рассчитать снижение диаметра рабочего ко- леса. Установить ротор насоса с рабочими колесами меньшего ди- аметра Снять одно рабочее колесо Отрегулировать зазоры колеса, устранить перекосы
а собственная частота вибровозбуждения системы ротора
насоса не превышает критическую частоту вращения вала.
Моделирование на ЭВМ вибрационных процессов в шахт-
ных насосах по разработанному алгоритму дает возможность
прогнозировать виброхарактеристику системы ротора, уста-
навливать влияние уплотнений на характер вибровозбуждения
и спектр вибрации при различных режимах работы шахтных
насосов [22; 35].
8.8. ОСОБЕННОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ
И ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ В РАБОТЕ
ШАХТНЫХ НАСОСОВ И МЕТОДЫ ИХ УСТРАНЕНИЯ
Эксплуатация шахтных насосов осуществляется в соот-
ветствии с правилами безопасности, принятыми в горной
промышленности, а также инструкцией изготовителя насосов
и проекта водоотливной установки [26; 27].
Особенности эксплуатации шахтных насосов определяются
изменяющимися притоками и физико-химическим составом
шахтных вод, различными значениями напоров, высокой
быстроходностью, требованиями повышенной надежности
и взрывобезопасности.
В процессе эксплуатации необходимо обеспечить коэффици-
ент готовности 0,95, техническое использование 0,92 и меж-
ремонтный период 4—5 лет. Отказы шахтных насосов в работе,
особенно главного водоотлива, недопустимы из-за опасности
затопления шахт.
Опыт эксплуатации показывает, что большинство неисп-
равностей в конструкции шахтных насосов возникает в пусковой
период. Однако указанный перечень не исчерпывает всего
многообразия неисправностей шахтных насосов и причинами
отказов в работе шахтных насосов могут быть гидравлические
разгрузочные устройства, концевые уплотнения вала, уплотне-
214
ния ротора и корпуса, вибрация насоса, поломка подшипников,
износ деталей проточной части, особенно первой степени
насоса, и др.
В процессе эксплуатации шахтных насосов проводят сис-
тематический профилактический осмотр в целях повышения
безопасности работы. При этом проверяют затяжку фунда-
ментных болтов и шпилек крепления корпусов насосов, при-
меняя усилие момента от 9 до 120кг-м и при диаметре
фундаментного болта соответственно от 20 до 48 мм.
Проверяют герметичность и надежность присоединения
к трубопроводам гидравлических аппаратов, технологических
реле и трубной арматуры. Измеряют вибрацию опор и подшип-
ников насосного агрегата, снимают шумовые характеристики.
Внешние утечки из разгрузочного устройства и через
концевые уплотнения, которые по объему не должны превы-
шать 3% от подачи насоса, отводятся во всас насоса.
Насос считается удовлетворяющим требованиям технических
условий, если результаты испытаний соответствуют ГОСТ
26964—88. При испытании после ремонта насоса регистрируют
частоту вращения, подачу, давление на выходе и разрежение
на входе, допустимый кавитационный запас, потребляемую
мощность, вибрацию опор, температурный режим подшипников
и концевых уплотнений, уровень звуковой мощности. Одно-
временно проверяют свободное вращение ротора, наличие
смазки в подшипниках, набивку сальников и разбег ротора.
Соединительные муфты должны быть отцентрированы, а рас-
стояние между полумуфтами должно составлять 6—8 мм.
Эксплуатацию и испытания насосов прекращают при нагреве
подшипников, повышении вибрации насоса и обнаружении
неисправности (течь, повышенный шум, поломка и др.).
Остановка насоса может быть плановой или аварийной.
При плановой остановке проверяют состояние насоса и ус-
танавливают объем ремонтных работ для обеспечения безо-
пасности в работе.
Аварийную остановку насоса производят по аварийной
сигнализации показаний контрольных измерительных приборов,
когда показания превышают предельные значения, установлен-
ные инструкциями.
Электродвигатель насоса должен немедленно отключаться
при несчастном случае с человеком, появлении дыма из
электродвигателя или его пускорегулирующей аппаратуры,
повышенной вибрации, поломке приводного механизма, нагреве
подшипников и сальников сверх допустимой температуры,
значительном снижении частоты вращения, неплотности в на-
порновсасывающей системе и сбросе нагрузки насоса.
Для проверки готовности резервного насосного агрегата,
находящегося в «горячем» резерве, рекомендуется производить
215
его пробный пуск с проверкой работы всех систем — управле-
ния, контроля, защиты и сигнализации.
Для обеспечения безаварийной работы шахтных насосов
необходимо строго соблюдать сроки профилактических осмо-
тров, планово-предупредительных и капитальных ремонтов
[34, 38]. При этом главным условием безаварийной работы
является высокая квалификация обслуживающего персонала.
8.9. ПРИМЕНЕНИЕ ЭВМ ПРИ РАСЧЕТАХ КОНСТРУКЦИИ
ШАХТНЫХ НАСОСОВ,
ИХ ЭКСПЛУАТАЦИИ И КОНТРОЛЕ РАБОТЫ
В шахтном насосостроении и при эксплуатации шахтных
насосов непрерывно расширяется область применения ЭВМ:
для выполнения проверочных расчетов прочности, расчетов
режимов работы водоотливной установки и насосов и др.
Для контроля работы насосных установок используется мик-
ропроцессорная техника.
При расчете прочности узлов и деталей на-
сосов применяют разработку алгоритма по программе «Бей-
сик», которая дает многовариантность выбора диаметра и ос-
новных размеров вала насоса, параметров рабочего колеса
и (направляющего аппарата) и позволяет рассчитать по
допускаемым напряжениям корпус насоса, узлы подшипника
и уплотнения вала. Варьируемыми исходными данными яв-
ляются давление, нагрузки, крутящий момент, передаваемый
валом насоса, гидравлические, радиальные и осевые силы,
дисбаланс системы ротора и реакции трубопровода. Примене-
ние ЭВМ при расчете конструкции насосов рассмотрено во
многих работах [5; 40].
Расчет режимов работы насосов и водоотлив-
ных установок с применением ЭВМ широко используется
при их проектировании; при этом сокращаются затраты
времени и повышается точность расчетов.
Благодаря большому количеству исходных данных и те-
кущих параметров при разработке алгоритма рассматривается
многовариантность решения задач. Это позволяет выбрать
оптимальный вариант гидравлической схемы насосного обо-
рудования и режима работы насосов при различных значениях
подачи и напора в случае параллельной и последовательной
их работы, а также регулируемого привода. В результате
обработки данных выведено процентное соотношение резерва
насосов, режим максимального КПД и другие. Программы
выполняются на языках программирования «Бейсик» и «Форт-
ран IV» с использованием машин ЕС или СМ.
Математическая модель и программа расчета выполняется
для различных режимов с использованием аналитических
216
зависимостей—напорной и энергетической характеристике, ха-
рактеристики трубопровода и КПД, при постоянной частоте
вращения. Решение задачи состоит из нескольких этапов
с исходными данными (годовая производительность шахты,
водообильность, глубина шахты и др.).
Автоматический контроль работы насосов в со-
временных водоотливных установках отечественной и зарубеж-
ной горной промышленности при испытании и эксплуатации
насосов осуществляют с помощью микро-ЭВМ (для расчета
режимов) и микропроцессорной и цифровой техники (для
контроля работы насосов). Таким путем определяют фактические
параметры насосов и сопоставляют их с расчетными данными.
Примером может служить комплекс «Контур-2», разработанный
Академией коммунального хозяйства им. К. Д. Памфилова.
Важным интегральным показателем эффективности работы
шахтного насоса является КПД и при повышении его значения
расход электроэнергии на откачку воды снижается. Устройство
для автоматического его контроля состоит из контрольных
приборов с электрическим выходом, которые замеряют тех-
нологические параметры насоса, счетно-решающего устройства
(мйкро-ЭВМ) и приборов цифровой техники. В счетно-решаю-
щее устройство через преобразователь и усилитель вводятся
электрические сигналы 0—5 мА от датчиков и измерительных
приборов, установленных на насосе. Электрический сигнал
тока или напряжения изменяется пропорционально значению
давления, напора или вакуума. \ .
/ Мощность, расходуемая электродвигателем, передается
в счетно-решающее устройство от киловаттметра с использова-
нием трансформаторов тока и напряжения или в виде выходно-
го сигнала постоянного тока, получаемых от преобразователей
i = e,PK}, что пропорционально измеряемой мощности, расхо-
дуемой электродвигателем. При этом соблюдается соотношение
K2N=KyQH,
где Ку и К2—коэффициенты пропорциональности соответствен-
но при выборе параметров микропроцессоров.
Счетно-решающее устройство (микро-ЭВМ) дает значение
КПД насоса по его параметрам согласно уравнению
<8-9)
которое преобразуется в цифровую форму и передается на
прибор. Одновременно через преобразователи счетно-решаю-
щего устройства на цифровые приборы передаются другие
технологические параметры (рис. 8.11). Преобразователи по-
зволяют передавать показания приборов в общерудничную
систему телемеханического контроля на диспетчерский пункт.
28-5042 .217
Рис. 8.11. Схема . испытательного стенда шахтных высоконапорных насосов
с использованием счетно-решающих устройств, микропроцессорной и цифровой
техники:
ПМУ—преобразовательно-усилительное устройство; ЭЛТ—осциллограф Н-444 (исследо-
вание переходных процессов); П—потенциометр (регистрация режима работы высокона-
порных шахтных насосов); РМУ—расчетно-микропроцессорное устройство (микро-ЭВМ)
с выходом для расчета КПД и на цифровые указатели; ПУСО—преобразовательное
устройство сигналов от осциллографа
Преобразовательная часть установки дополняется электрон-
ным осциллографом и используется в процессе исследований
и испытаний высоконапорных шахтных насосов для изучения
переходных процессов в системе насос—трубопровод с од-
новременной записью процессов на ленту прибора.
Показания приборов цифровой техники и запись на ленте
осциллографа во время испытаний позволяют анализировать
режим работы высоконапорных насосов и обнаруживать не-
поладки, объективно оценивать эффективность их работы.
Испытания проводят обычно раз в полгода ввиду важности
установки в отношении расхода электроэнергии.
Опытная установка по непрерывному контролю КПД
с использованием вычислительных реостатных датчиков экс-
плуатировалась на одном из бокситовых рудников, на насосном
агрегате ЭВ-200Х4. Подача насоса измерялась с помощью
трубы «Вентури», давление—манометром МЭД-03, мощ-
ность—ваттметром ВАПИ-2а.
Современные установки для измерения КПД получают все
большее распространение в промышленности. Они выполняют-
ся на микропроцессорах, имеют небольшие габариты и позволя-
ют осуществлять эффективный контроль за работой шахтных
насосов.
218
ПРИЛОЖЕНИЕ 1
ОСНОВНЫЕ ПРИНЯТЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
Q С? ном 5 опт Q min — подача насоса, м3/с; м3/ч; л/с \ —подача по паспорту насоса, м3/с; м'3/ч; л/с — подача в режиме максимального КПД насоса — минимальная допустимая подача по условиям
Q max Р РЛ Рп РВ Р» Y Р ив V нш н=- Y -Яном -Яопт Яо Нт яст Ят эксплуатации —то же, максимальная —давление насоса, Па; МПа — атмосферное давление, Па —давление насыщенных паров жидкости, Па —давление при входе в насос, м, Па —давление при выходе из насоса, МПа —удельный вес жидкости, Н/м3 — плотность жидкости, кг/м3 —скорость жидкости на входе в насос, м/с —скорость жидкости на выходе из насоса, м/с —глубина шахты, м —геометрическая высота водоподъема, м — напор насоса, напор в трубопроводе, м —-напор насоса по паспорту, м —напор насоса при максимальном КПД, м —напор насоса при нулевой подаче, м —теоретический напор насоса, м —статический напор насоса, м —динамический напор насоса, м —теоретический напор колеса с бесконечным числом лопаток, м
л Лг Т)м По Пн Птр . Нвак явс tf -п вак. доп явак к„ ДА яв N ЯТР — КПД насоса, % —гидравлический КПД, % —механический КПД, % — объемный КПД, % — КПД насосной установки, % — КПД трубопровода, % — вакуумметрическая высота всасывания, м —геометрическая высота всасывания, м —допустимая высота всасывания, м —критическая высота всасывания, м —кавитационный запас, м —полезная мощность насоса, кВт —мощность, потребляемая насосом, кВт — мощность, затрачиваемая на трение, кВт
28’ 219
NB Nr мкр £уд — внутренняя мощность, кВт —гидравлическая мощность, кВт —крутящий момент, приложенный к валу, Н м — удельные затраты энергии, Дж/Н
Eo „ кВт•ч — удельный расход электроэнергии, —у-
g n co n V C01 и a —ускорение свободного падения, м/с2 —частота вращения ротора насоса, мин-1 — угловая скорость, рад/с —: коэффициент быстроходности — абсолютная скорость жидкости, м/с —относительная скорость жидкости, м/с —переносная скорость жидкости, м/с — угол между векторами абсолютной и перенос-
Pi> P2 8a Z1 z Pl ной скоростей потока, градус — угол лопасти, градус —угол атаки, градус —число лопастей рабочего колеса —число рабочих колес —радиальная сила давления жидкости на цент-
Po.c робежное колесо, Па —осевая сила давления жидкости на лопастное колесо, Па
Pk M —коэффициент реакции колеса —коэффициент динамической вязкости, Па с; кПа с
Y ДЛ a 8 t T ? ^11 —коэффициент кинематической вязкости, м2/с — удельное сопротивление по длине, ч2/м5 — удельное сопротивление местное, ч2/м5 — коэффициент гидравлического трения —коэффициент местного сопротивления —сопротивление трубопровода, ч2/м5 —коэффициент эквивалентной длины —время работы насосов, ч —период одного цикла откачки, ч — внутренний и наружный диаметры трубопро- водов, см; м
L, I. A, В —длина трубопровода, м — постоянные, коэффициенты в интерполяцион- ных уравнениях напора, м; ч2/м5
Ci,C2,C3 D} и £>2 —постоянные коэффициенты уравнения КПД — внутренний и наружный диаметры рабочего колеса, м
220
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Алексеев В. В. Рудничные насосные, вентиляторные и пневматические
установки. М., Недра, 1983.
2. Апальков Ю. П. Повышение долговечности быстроизнашивающихся уз-
лов шахтных центробежных насосов. Сб. научи, трудов. ВНИИГМ
им. М. М. Федорова. Донецк, 1982.
3. Болотских Н. С., Словацкий Д. С. Борьба с подземными водами. Киев,
Техника, 1982.
4. Будов В. М. Насосы АЭС. М., Энергоатомиздат, 1986.
5. Вишневский К. П. Применение ЭВМ для расчета нестационарных процес-
сов движения воды в напорных трубопроводах. В кн.: Математика и ЭВМ
в мелиорации. М., ВНИИГМ, 1981.
6. Воловик Е. А. Повышение эффективности работы главных водоотливных
установок за счет откачивания насосами неосветленной воды: , Дис. канд.
техн. наук. М., МГИ, 1989.
7. Взрывонепроницаемые электродвигатели серии ВАО. «Машиноимпорт».
М„ 1978.
8. Воскресенский В. Л., Дьяков В. П. Расчет и проектирование опор скольже-
ния. М., Машиностроение, 1986.
9. Гладилин Л. В. Основы электроснабжения горных предприятий. М.,
Недра, 1978.
ТО. Гришко А. П. Стационарные машины карьеров. М., Недра, 1982.
11. Гейер В. Г., Тимошенко Г. М. Шахтные вентиляторные и водоотливные
установки. М., Недра, 1987.
12. Генкин М. Д., Соколов А. Г. Виброакустическая диагностика машин
и механизмов. М., Машиностроение, 1987.
13. Зимпицкий В. А., Умов В. А. Лопастные насосы. М., Машиностроение,
1986.
14. Кривченко Г. И. Гидравлические машины. М., Энергоиздат, 1983.
15. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. М., Машиностроение,
1966.
16. Левит М. Е., Рыженков В. М. Балансировка узлов и деталей. М.,
Машиностроение, 1981.
17. Лезнов Б. С. Экономия электроэнергии в насосных установках. М.,
Энергоиздат, 1991.
18. Маслов Г. С. Расчеты колебаний валов. М., Машиностроение, 1978.
19. Михайлов А. К, Малюшенко В. В. Конструкция и расчет центробежных
насосов высокого давления.' М., Машиностроение, 1977.
20. Михайлов А. К., Малюшенко В. В. Лопастные насосы. М., Машино-
строение, 1978.
21. Михайлов А. К., Малюшенко В. В. Энергетические насосы. М., Энерго-
издат, 1981.
22. Марцинковский В. А. .Гидродинамика и прочность центробежных на-
сосов. М., Машиностроение, 1971.
23. Москаленко В. В. Современные системы автоматизированного электро-
привода. М., Высшая школа, 1980. .
24. Монгайт И. Л., Текиниди К. В., Николадзе Г. И. Очистка шахтных вод.
М., Недра, 1978.
25. Методика расчета режимов параллельной работы насосов водоотлива
шахт, имеющих большие притоки/П. Ф. Беликов, Г. М. Нечушкин, С. Л. Ме-
райс и др. Изд. ВНИИГМ им. М. М. Федорова. Донецк, 1977.
26. Нормы технического проектирования угольных и сланцевых шахт.
Минуглепром СССР. М., 1986.
27. Номенклатурный справочник насосов на 1985—1992 г. Ясногорск, 1991.
221
28. Овсянников Б. В., Боровский Б. И. Теория и расчет агрегатов питания
жидкостных ракетных двигателей. М., Машиностроение, 1979.
29. Правила безопасности в угольных и сланцевых шахтах. М., Недра, 1986.
30. Правила при разработке рудных, нерудных и россыпных месторождений
подземным способом. М., Недра, 1979.
31. Попов В. М., Санин Д. Е., Сендеров В. Л. Способы подвода перепуска-
емой воды во всас насосов и КПД использования энергии. Сб. Горная
электромеханика, вып. 4. М., Недра, 1978.
32. Попов В. М., Антошкин А. Г. Промышленные исследования новых
средств контроля производительности шахтных водоотливных установок.—
Горный журнал. № 3, 1986.
33. Попов В. М. Рудничные водоотливные установки. М., Недра, 1983.
34. Попов В. М. Водоотливные установки. М., Недра, 1990.
35. Проектирование насосных станций и испытание насосных установок.
Под ред. В. Ф. Чебаевского, М., Колос, 1982.
36. Правила 28—64. Измерение расхода жидкости газов и паров стан-
дартными диафрагмами и соплами. М., Изд-во стандартов, 1978.
37. Водькин Д. И. Системы динамического нагружения и диагностика
электродвигателей при послеремонтных испытаниях. М., Недра, 1992.
38. Робожеев А. В. Насосы для атомных электростанций. М., Энергия, 1979.
39. Справочник механика карьера. Под ред. И. С. Сверделя. М., Недра, 1978.
40. Тимохин Ю. Д. Исследование и совершенствование гидравлических
разгрузочных устройств шахтных центробежных насосов: Автореф. дисс. канд.
техн, наук: М., ВЗПЙ, 1990.
41. Щепетилъников В. А. Уравновешивание машин и механизмов. М.;
Машиностроение, 1978.
42. Хаджиков Р. Н., Бутаков С. А. Горная механика. М., Недра, 1982.
43. Чиняев К. А. Лопастные насосы. М., Машиностроение, 1973.
44. Чегурко Л. Е. Разгрузочные устройства питательных насосов тепловых
электростанций. М., Энергия, 1978.
45. Черкасский В. М. Насосы, вентиляторы, компрессоры. М., Энергия,
1977.
46. Яременко О. В. Испытание насосов. М., Машиностроение, 1978.
222
СОДЕРЖАНИЕ
Предисловие ..................................................... 3
1. Общие сведения о шахтных насосах ............................... 5
1.1. Основные параметры шахтных насосов ............................ 5
1.2. Классификация шахтных насосов ............................... 7
1.3. Выбор и область применения шахтных насосов .................... 9
2. Шахтные воды ................................................. 11
2.1. Характеристика пресных шахтных вод ........................... 13
2.2. Агрессивные и кислотные шахтные воды ......................... 18
2.3. Использование шахтных вод и их очистка ....................... 22
3. Основы теории и эксплуатационные расчеты шахтных центробежных
насосов .......................................................... 28
3.1. Кинематика потока в рабочем колесе центробежного насоса .......29
3.2. Основное уравнение лопастных насосов ........................ 30
3.3. Критерий подобия, коэффициент быстроходности ........'...... 33
3.4. Обрезка рабочих колес шахтных насосов ........................ 38
3.5. Рабочие колеса центробежных насосов .......................... 40
3.6. Кавитация и допустимая высота всасывания ..................... 42
3.7. Потери в насосах ............................................. 49
3.8. Силы, действующие на ротор центробежного шахтного насоса,
и способы их уравновешивания ...................................... 54
4. Элементы конструкции шахтных центробежных насосов и нх расчет. 58
4.1. Методика проектирования рабочего колеса шахтного насоса ..... 59
4.2. Расчет рабочего колеса шахтного насоса .........'............. 60
4.3. Алгоритм расчета рабочего колеса шахтного насоса ............. 66
4.4. Ротор насоса ....................................1............ 67
4.5. Вал насоса ................................................... 68
4.6. Направляющие аппараты ........................................ 71
4.7. Корпуса шахтных насосов .........................;........... 74
4.8. Разгрузочные устройства ...................................... 77
4.9. Уплотнения в насосах ......................................... 83
4.10. Подшипники насоса ............................................88
5. Характеристики шахтных насосов, работа в системе и регулирование
подачи ............................................................ 91
5.1. Графические характеристики насосов ........................... 92
5.2. Аналитические характеристики насосов ......................... 95
5.3. Характеристика шахтною трубопровода и работа насоса в системе ... 101
5.4. Графические и аналитические характеристики типовых шахтных
насосов .......................................................... 105
5.5. Совместная работа шахтных насосов на общую систему .......... 107
5.6. Регулирование работы шахтных ' насосов ...................... 112
5.7. Технико-экономическое сравнение способов непрерывного регули-
рования подачи шахтных насосов ................................. 115
6. Шахтные насосы ............................................... 117
6.1. Секционные насосы главного водоотлива ....................... 118
6.2. Насосы главного водоотлива со спиральным отводом ............ 131
223