Принцип действия и основные элементы турбомашин. Исполнитель

 Принцип действия и основные элементы турбомашин. Применяемые в горной промышленности турбомашины: насосы, предназначенные для откачки и подачи воды; вентиляторы, осуществляющие вентиляцию горных выработок; турбокомпрессоры, вырабатывающие сжатый воздух, характеризуются единым принципом работы.

{spoiler=Продолжать Читать}

 

В зависимости от направления потоков жидкости относительно оси вращения рабочего колеса они бывают центробежными, осевыми и меридиональными (диагональными). В горной промышленности последняя группа турбомашин имеет ограниченное применение. Осевые турбомашины используются на горных предприятиях в основном в качестве вентиляторов.

Центробежная турбомашина  состоит из рабочего колеса / с лопатками 2, закрепленного на валу 3, подводящего устройства 4, спирального улиткообразного отводящего устройства 5 и диффузора 6.

Поток жидкости подводится к рабочему колесу в осевом направлении и при входе в последнее изменяет свое направление и в межлопаточных каналах колеса движется уже в радиальном направлении, перемещаясь вдоль лопаток от входа в колесо к выходу из него.

 

 

 

 

Центробежная турбомашина

 

Центробежная турбомашина может иметь рабочее колесо одностороннего всасывания, т. е. с подводом жидкости к колесу с одной стороны, и с двусторонним всасыванием, т. е. с двусторонним подводом жидкости, для увеличения производительности (подачи).

Осевая турбомашина  состоит из рабочего колеса / с лопатками 2, вала 3, кожуха 4 с входным устройством (коллектором) 5, переднего обтекателя 6, выходного устройства — спрямляющего аппарата 7 и диффузора 8. Спрямляющий аппарат, устанавливаемый за рабочим колесом, служит для раскручивания потока жидкости, выходящего из колеса закрученным. От осевой турбомашины поток жидкости подводится к рабочему колесу и отводится от него в осевом направлении. Рабочее колесо турбомашины, являясь основным ее элементом, получает от двигателя энергию и передает ее посредством лопаток потоку жидкости, увеличивая при этом ее давление (напор).                                    

 

 

3.4.5. Характеристика внешних сетей. Гидравлическая машина соединена с внешней сетью: насосы и компрессоры — с системой трубопроводов, вентилятор — с системой горных выработок. Для перемещения во внешней сети воды или воздуха в гидравлической машине создается определенное приращение удельной энергии, которое необходимо для подъема жидкости из шахты (рудника), преодоления статического противодавления в сети и гидравлических сопротивлений, а также для сообщения определенной скорости потоку жидкости из выходного сечения трубопровода.

Под характеристикой внешней сети понимают зависимость между напором (давлением) Н_с, и  количеством протекающей жидкости  Q_c—расходом в сети.  В общем случае напор Н_с (м), необходимый для перемещения определенного количества  жидкости во внешней сети, в соответствии с уравнением Бернулли может быть представлен в случае нулевой скорости жидкости со стороны всасывания в следующем виде:

                                (4.1)

где z_r – высота подъема жидкости из шахты, м;

р_а2-р _а1 противодавление p_a2 – p_a1   давление соответственно на поверхности и горизонте шахты, Па;

ρ – плотность жидкости, кг/м³;

 с­­­²/2 – скоростной напор на выходе из сети, м;

 ΔН —напор, затрачиваемый на преодоление сопротивлений при движении жидкости во внешней сети (потери напора).

Шахтная водоотливная сеть. Насос должен создавать напор Н, достаточный для подъема воды на требуемую высоту, преодоления атмосферного противодавления и вредных сопротивлений в трубопроводе, сообщения кинетической энергии жидкости.

Высота, на которую поднимается жидкость, называется геодезической высотой z_r (рис. 4.1, а):

z_r = z_в + z_н,                                        (4.2)

где z_в и z_н— высота соответственно всасывания и нагнетания, м.

Статическое противодавление имеет отрицательный знак, так как р₂ несколько меньше, чем р₁. Поскольку абсолютная величина этого противодавления незначительна, им пренебрегают.

Потери напора в трубопроводе, как известно, пропорциональны квадрату скорости или расхода:

                                               (4.3)

где ξ – коэффициент пропорциональности, учитывающий конфигурацию, размеры, шероховатость и материал трубопроводов

Скоростной напор с²/2g на выходе из трубопровода может рассматриваться как потеря напора на преодоление сопротивления на выходе с коэффициентом ξ=1.

Учитывая выражения (4.2) и (4.3), получаем следующее уравнение для определения напора:

                               (4.4)

Скорость с жидкости в трубопроводе сечением F связана с ее расходом Q_c выражением  заменив в выражении (4.4) скорость на расход, получим

Обозначив z_r = H и , где  ξ_т – коэффициент  сопротивления трубопровода.

 

 

9. Основные параметры машин для транспортирования жидкостей. Основными параметрами, характеризующими работу насосов, вентиляторов, компрессоров и вакуум-насосов, являются: производительность (подача), давление (напор), мощность и к. п. д.

Производительность (подача) — количество жидкости, подаваемой гидравлической машиной в единицу времени.

Объемное, массовое и весовое количество жидкостей связаны  соотношениями:      

    

m = рQ;   G =рgQ,                        (1.1)

где р — плотность жидкости, кг/м³; g  — ускорение свободного падения, м/с².

Давление (напор) вентилятора (насоса) — это разность удельных механических энергий потока жидкости на выходе из гидравлической машины и на входе в нее, т. е. приращение удельной механической энергии жидкости, проходящей через гидравлическую машину.

Рассмотрим этот параметр подробнее, воспользовавшись для этого известным из гидравлики уравнением Бернулли для элементарной струйки идеальной (невязкой) жидкости:

E_G=   (1.2)

где р — давление, Па; z — высота, м; с — скорость, м/с.

Умножив все члены уравнения (1.2) на g, получим уравнение

Бернулли в виде

 (1.3)

Каждый член этого уравнения представляет собой удельную энергию массы протекающей жидкости в Дж/кг (или м²/ с²).

 

 

рис. 1.1. К определению давления (напора) гидравлической машины:

/—гидравлическая машина; 2—эпюра скоростей

После умножения уравнения (1.3) на р получим уравнение, в котором каждый член будет представлять удельную энергию 1 м³ протекающей жидкости:

Удельная энергия жидкости измеряется в дж/м³ или   = Па.

Удельная энергия потока жидкости при плавно изменяющемся течении определяется как среднее значение удельной энергии протекающей жидкости по выражению

,

которое отличается от формулы (2.2) для элементарной струйки только коэффициентом а в выражении кинетической энергии, учитывающим неравномерность распределения скоростей по сечениюпотока.

 

1. Классификация гидравлических машин для транспортирования жидкостей. Гидравлические машины классифицируются по ряду признаков:
2. По виду транспортируемой текучести их делят на две группы:

 для транспортирования капельных жидкостей (воды и гидросмеси ) -насосы, землесосы и грунтовые насосы;

для транспортирования газообразных жидкостей (газов) – вентиляторы, воздуходувки и компрессоры.

Насосы – машины, предназначенные для перемещения жидкостей и сообщения им энергии, землесосы и грунтовые насосы – машины для перекачки  гидросмеси – смеси воды с грунтом.

Вентиляторы – машины для транспортирования воздуха (газа) под относительно небольшим давлением, максимальное значение которого не превышает 15000 Па.

Воздуходувки и   газодувки – машины для транспортирования воздуха и газа под давлением до 0,3 МПа  и без его охлаждения.

Компрессоры – машины для производства и транспортирования воздуха (газов) под давлением свыше 0,3 МПа и с охлаждением сжатого воздуха (газов).

. По конструкции рабочего органа гидравлические  машины, применяемые в стационарных установках, можно разделить на две основные группы – лопастные  и объемные. Объемные машины подразделяются на поршневые и ротационные.

В лопастных машинах рабочим органом служат лопасти , которые имеют только вращательное движение и передают энергию жидкости. Эти машины в зависимости от потока жидкости подразделяются на центробежные, осевые и  диагональные. Направление потока жидкости в рабочем колесе – соответственно  по радиусам, осевое и диагональное. Лопастные машины характеризуются непрерывной  и равномерной подачей жидкости, отсутствия трения рабочих лопаток о корпус, возможностью работы лопаток с большими окружными скоростями.

В объемных поршневых машинах рабочим органом служат поршни (плунжеры, скалки ), имеющие возвратно – поступательное движение.

Такие машины характеризуются пульсирующей подачей жидкости, ограниченными скоростями движения рабочих органов  с большими инерционными нагрузками на привод, рабочих органов о корпус и наличием всасывающих и нагнетательных клапанов. Однако они могут развивать большие давления даже при малых скоростях поршней.

Рабочие органы объемных ротационных  машин отличаются конструктивным  разнообразием.

В группу ротационных машин входят: винтовые,  пластинчатые, зубчатые, шестеренные и шиберные.  Общее, что  объединяет их  в  одну  подгруппу, - наличие  одного или  двух  рабочих  роторов  с  профильными  зубьями, винтами или рифлением.  Ротационные  машины  это  сочетание поршневых  и  лопастных  машин,  непрерывная,  но не равномерная подача  жидкости.  Ротационные  машины  работают  при  высокой  частоте  вращения  ротора  и  их  размеры  не  велики.  Они при  работе  издают  сильный  шум  высоких  тонов.  У  этих  машин  наблюдается  большой  износ  деталей.

 Движение  воды и воздуха  по  рудничным   выработкам  осуществляются за счет разности полных удельных энергий потока текущего в двух сечениях. Однако  в  практике приходится искусственно  создавать разность  полных  удельных энергий с помощью машин.      

   Машины, предназначенные  для  этой цели, классифицированы  по принципу  действия  и  по виду  энергии,  которая  сообщает потоку жидкости.

 

1. Кинематика потока жидкости в рабочем колесе. Движение жидкости в проточных каналах турбомашин носит весьма сложный пространственный характер. Параметры потока изменяются как по ширине колеса, так и по окружности фиксированного радиуса.

                                                                                                                    

 

Рис. 2.4. Схемы рабочих колес туpбомашин

 

 

Рис. 2.5. Центробежное рабочее колесо (а) и профили лопастей: назад загнутые листовые (б); крыловидные (в); листовые радиальные изогнутые (г); плоские (д) и загнутые вперед (е)

Для упрощения трехмерную модель ечения жидкости в рабочем колесе заменяют двухмерной, сохраняющей основные свойства течения. Такую модель используют, в частности, при рассмотрении кинематики потока, выбирая в качестве его кинематических параметров скорости частиц жидкости вблизи входных и выходных кромок лопаток. Под величинами скоростей понимают их значения, осредненные по шагу и ширине межлопаточного канала.

Центробежное рабочее колесо турбомашины имеет входное сечение для потока жидкости в плоскости, перпендикулярной к оси вращения, а выходное  в цилиндрической поверхности с осью, совпадающей с осью вращения.

Для получения двухмерной модели потока в центробежном колесе его условно рассекают плоскостью /—I, перпендикулярной к оси вращения (рис. 2.5, а). При этом получаются сечения лопастей, образующие радиальную (круговую) решетку (рис. 2.5, б).

Осевое рабочее колесо турбомашины. В отличие от колеса центробежной машины сечения входа и выхода потока жидкости осевого рабочего колеса находятся в плоскостях, перпендикулярных к оси его вращения. Жидкость движется через колесо поступательно и одновременно закручивается в направлении вращения.

Рассечем рабочее колесо (рис. 2.7, а) цилиндрической поверхностью с радиусом r и выделим кольцевую струйку жидкости толщиной Δr, в пределах которой параметры потока (скорость и давление) можно считать постоянными (ввиду малости Δr).

 

2. Характеристиками турбомашин называют графическое изображение

зависимостей Н = f (Q), N = f (Q), η = f (Q), Н_т = f (Q). Эти зависимости даны при  n = const . Наиболее важной является зависимость напора от подачи.

Рассмотрим уравнение Эйлера и параллелограмм скоростей на выходе из колеса

Н_т = u₂ v_2u / g ,        v_2u =  u₂ – v_2r· ctg β₂ ,

 кроме того   

Q_т = π D₂ b₂ v_2r             или               v_2r = Q_т  / π D₂ b₂ ,        

   тогда

v_2u = u₂ - ctg β₂ Q_т / π D₂ b₂ .

 

После подстановки в уравнение Эйлера получим

                     Н_т =  (u₂ - ctg β₂ Q_т / π D₂ b₂ ) u₂ / g .

 

Окружная скорость u₂  определяется    u₂ = π D₂ n / 60 . После выполнения преобразований получим :

                                          Н_т = (π D₂ n)² /3600 g  -  Q_т n ctg β₂ / 60 g b₂  .

 

Для упрощения примем   (для центробежных машин):

                                            (π D₂ n)² /3600 g   = const = C

n ctg β₂ / 60 g b₂    = const = E

Получим зависимость         Н_т  =  C  -  E Q_т  .    Это уравнение прямой линии, положение которой зависит от угла  β₂ . Величины  n , D₂  и  b₂   заданы.  Теоретический напор тем выше, чем больше лопатки загнуты вперед (рис. 3.1).

Напорность машины достигается за счет увеличения абсолютной скорости  v₂ . В расширяющихся каналах диффузора динамический напор преобразуется в статическое давление, при этом наблюдаются потери энергии, которые тем больше, чем больше v₂ .

В настоящее время применяют насосы для чистой воды с рабочими колесами у которых лопатки загнуты назад, т.е.  β₂ = 20 ÷  35°, для грунтовых насосов  β₂ ≤ 50°. Лопатки загнутые вперед применяются на некоторых типах вентиляторов местного проветривания.

Рис. 3.1.  Теоретические напорные     характеристики   насосов  при различном профи­ле лопастей рабочего  колеса

3. Влияние конечного числа лопаток и производительности (подачи) на работу турбомашин. Влияние конечного числа лопаток. Поток жидкости в каналах рабочего колеса с бесконечным числом лопастей существенно отличается от потока в реальном рабочем колесе с конечным их числом. В связи с наличием толщины лопаток в каналах рабочего колеса происходит сужение потока, а на выходе его расширение.

После выхода потока из рабочего колеса поле относительных скоростей выравнивается и поток под действием осевого вихря и циркуляции отклоняется от направления, задаваемого касательными к лопаткам на их выходе, в сторону, обратную вращению колеса.

 

 

Отклонение потока на выходе центробежного рабочего колеса при конечном числе лопастей

 

Таким образом, теоретический напор H_Т при конечном числе лопаток будет меньше напора H_Т, определяемого по уравнению Л. Эйлера в предположении бесконечного числа лопаток рабочего колеса (H_Т < H_Т). Эта разница зависит от производительности и по расчетам может быть до 30 %,

Толщина лопаток реальной турбомашины также влияет на производительность (подачу) турбомашин.

Влияние производительности (подачи). На рис. 3.4 приведены планы скоростей на входе и выходе в рабочие колеса центробежной машины при разных производительностях (подачах) Q. С изменением Q изменяется по величине пропорциональная ей радиальная скорость с_r и изменяются направление и –величина абсолютной скорости с. Скорости без штриха соответствуют малым значениям Q и со штрихами большим значениям Q.

На входе в рабочее колесо изменение производительности Q вызывает изменение вектора  и его направления . С увеличением производительности Q угол  уменьшается, а с ее уменьшением увеличивается. При малых и больших Q  может происходить местный отрыв потока (создание вихревой зоны) у входной кромки лопасти, что приводит к увеличению гидравлических потерь и снижению напора. При малых расходах зона отрыва расположена с тыльной стороны лопастей, при больших - с рабочей. Потери энергии на входе будут минимальны, если угол  близок к входному углу лопасти .

 

 

Рис. 3.4.  Планы скоростей рабочего колеса при различных производительностях турбомашины

14.15. Потери энергии в гидравлических машинах. Потери энергии в вентиляторах и насосах делятся на гидравлические, объемные и механические, в компрессорах — еще и на тепловые.

Гидравлические потери — это часть энергии, которую получает поток жидкости в гидравлической машине от ее рабочих органов и которая расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений при движении потока в каналах машины.

С учетом гидравлических потерь напора действительно получаемая выходящим потоком жидкости энергия — действительный напор насосов и действительное давление вентиляторов будут:

   

    Н =Н_т — Н_г;   р = р_т - р_г, (1.14)

где Н_т и р_т — соответственно теоретические напор и давление; Н_т и р_г — соответственно гидравлические потери напора и давления в насосе и вентиляторе.

Гидравлические потери характеризуются гидравлическим к. п. д.:

для насосов

                               (1.15)

для вентиляторов

                            (1.16)

Объемные потери — это часть энергии, получаемой потоком жидкости и теряемой в результате утечек жидкости через зазоры в уплотнениях, перетоков жидкости, отвода части жидкости (в центробежных насосах) для уравновешивания осевого усилия и т. п. Поэтому подача (производительность) Q гидравлической машины меньше теоретической подачи (производительности) Q_т рабочего колеса на величину утечек q. Объемные потери характеризуются объемным к. п. д.

    (1.17)

Механические потери — это часть энергии, получаемой гидравлической машиной от двигателя и расходуемой на преодоление механического трения в подшипниках, в контактных уплотнениях, в центробежных насосах на трение наружной поверхности рабочего колеса и других деталей ротора о жидкосгь и т.п.

Механические потери учитываются механическим к. п. д.

                             (1.18)

где N_тр — мощность механического трения.

Разность N — N_тр представляет собой гидродинамическую мощность N_гд, передаваемую рабочим колесом жидкости,

              (1.19)

К. п. д. гидравлической машины равен произведению гидравлического, объемного и механическою к. п. д.;

η = η_г η₀ η_м                                       (1.20)

Этот к. п. д. иногда называют полным или общим к. п. д. насоса или вентилятора. Он характеризует экономичность работы гидравлической машины и выражается отношением

 

 

 

 

6. Подводы и отводы и их влияние на характеристики. Форма, размеры, расположение и конструкция устройств для подвода и отвода жидкости от рабочего колеса турбомашины влияют не только на величину энергии, сообщаемую потоку в турбомашине, но и на всю ее характеристику.

Подводящие устройства турбомашин должны удовлетворять следующим требованиям:

обеспечивать равномерное, осесимметричное распределение потока по входному сечению рабочего колеса, что улучшает к. п. д. машины;

скорости в сечениях подвода не должны быть высокими и возрастать постепенно до величины ее во входном сечении для получения минимальных потерь в подводе;

конструкция подвода должна создавать удобное сопряжение машины с трубопроводом.

В прямоосном конфузоре скорость жидкости увеличивается на 15—20%. Ускоренное движение обеспечивает выравнивание поля скоростей потока перед его входом в рабочее колесо.

Отводящие устройства должны обеспечивать отвод потока жидкости от рабочего колеса с наименьшими потерями, по возможности без нарушения осесимметричности потока в колесе и с уменьшением скорости потока до величины скорости в начальном участке внешней сети.

В турбомашинах применяются четыре типа отводов: кольцевой, спиральный, лопаточный и канальный.

На работу турбомашины оказывают значительное влияние форма и расположение языка, от чего зависит количество жидкости, циркулирующей в спиральной камере. В зависимости от длины языка в камеру попадает жидкость, начиная от точки А или В. Язык правильной формы способствует выравниванию потока в диффузоре; его близкое расположение к рабочему колесу вызывает резкое увеличение шума.

 

Рис. 3.5. Подводящие устройства турбомашин: конфузоры с прямой (а) и искривленной (б) осями, кольцевой (в) и спиральный (г) подводы

Лопаточные и канальные отводы применяются во многоступенчатых турбомашинах и будут рассмотрены ниже.

Гидравлические потери в турбомашинах вызываются: трением 'реальной жидкости о поверхность каналов проточной части турбомашины (в подводе, рабочем колесе и отводе); изменением величины и направления скоростей потока в каналах, в частности при входе в рабочее колесо; внутренним трением в жидкости из-за вихреобразования при движении жидкости в рабочем колесе.

 

 

20.23.  Водоотливная установка — это комплекс технических средств для удаления воды из горных выработок и выдачи ее на поверхность. Для откачки подземных вод применяются водоотливные установки, которые в зависимости от назначения разделяются на центральные, главные, участковые, вспомогательные, перекачные, проходческие и скважинные.

Центральная водоотливная установка предназначается для откачки воды из нескольких шахт; главная водоотливная установка – для выдачи непосредственно на поверхность притока воды всей шахты.

Участковые водоотливные установки откачивают с участков в главный водосборник или на поверхность воду из выработок какого-либо участка шахты или рудника.

Вспомогательные водоотливные установки располагаются на участках, уклонах, зумпфах и служат для перекачки воды в водосборник главной или центральной водоотливной установки. При волнистой почве пласта применяются перекачные установки для откачки воды из участков в водосборник главной водоотливной установки.

        Рис. 10.1. Схема водоотливной установки

Центральные, главные, вспомогательные и участковые водоотливные установки, как правило, размещаются в специальных камерах и являются стационарными.

При проведении горных выработок применяются передвижные водоотливные установки.

Вертикальное расстояние от уровня  воды в заборном резервуаре (колодце) до оси насоса называется геодезической (геометрической) высотой всасывания z_вс, а вертикальное расстояние от оси насоса до сливного отверстия трубопровода — геодезической (геометрической) высотой нагнетания z_н. Сумма геодезических высот всасывания и нагнетания есть геодезическая (геометрическая) высота подачи z_г, которая, по существу, является полной геодезической высотой водоподъема.

1. Технологические схемы стационарного водоотлива. Технологические схемы водоотлива определяются глубиной и числом разрабатываемых горизонтов, способом и порядком отработки месторождений.

При разработке одного горизонта наиболее приемлемой является схема бесступенчатого водоотлива, когда вода собирается в водосборник главного водоотлива и насосы непосредственно откачивают ее на поверхность. Если напора одного насоса недостаточно, то применяют последовательную работу насосов (рис. 10.2, б), устанавливаемых в одной камере, или используют ступенчатые схемы (рис. 10.2, в, г) с размещением насосов на разных горизонтах. При этом насосы могут быть включены без и с промежуточным водосборником.

 

Рис. 10.2. Схема водоотлива при разработке одного горизонта:

/ и 2 — насосы; 3 и 4 — трубопроводы; 5 — водосборник

Наиболее простой является схема бесступенчатого водоотлива, при которой достаточно одной водоотливной установки. При применении этой схемы уменьшается объем горных работ, требуемых для водоотлива, упрощается электромеханическое оборудование и снижается безопасность труда, но возрастает напор, растут капитальные затраты на изготовление насосов и арматуры высокого давления, увеличивается мощность двигателей. Тем не менее, эта схема является предпочтительной, и стремятся увеличить возможную глубину бесступенчатого водоотлива созданием высоконапорных насосов.

Ступенчатая схема с промежуточным водосборником допускает меньшие давления, что повышает безопасность и надежность труда, но при этой схеме требуются сооружение и поддержание промежуточного водосборника, стоимость которого значительна.

При разработке двух и более горизонтов с самостоятельными притоками возможен бесступенчатый водоотлив отдельно с каждого горизонта (рис. 10.3, а) или с перекачкой (рис. 10.3, б, в, г).

 

Рис. 10.3. Схема водоотлива при разработке двух горизонтов:

/ и 2 — насосы; 3 и 4 — трубопроводы

22. 23. Насосы и аппаратура автоматизации водоотливных установок

размещаются обычно в специальных горных выработках — насосных камерах. Насосная камера 1 наклонным ходком 8 соединяется с околоствольным двором и трубно-кабельным ходком 4 —со стволом 5, а с помощью труб с задвижками — с водосборником (рис. 10.4).

Обычно насосная камера располагается на свежей струе в околоствольном дворе и примыкает к подземной подстанции. Размеры насосной камеры определяются числом и размерами применяемых насосных агрегатов, которых по правилам безопасности должно быть не менее трех (один в работе, один в резерве и один в ремонте). Устройство насосной камеры должно обеспечивать безопасную эксплуатацию оборудования, удобную его доставку и монтаж, а также свободный доступ при обслуживании насосных агрегатов. Для предотвращения затопления насосной камеры пол ее следует располагать на 0,5 м выше отметки околоствольного двора.

Для размещения всасывающих трубопроводов насосная камера оборудуется групповыми пли индивидуальными колодцами 8, соединенными с водосборником 2 через приемный коллектор или непосредственно.

Насосные камеры могут располагаться выше и ниже уровня воды в водосборнике. В первом случае насосы имеют положительную, а во втором отрицательную высоту всасывания, т. е. работают с подпором, что является благоприятным обстоятельством, так как исключает появление кавитации в насосах и необходимость их заливки. Однако недостатками камер, располагаемых ниже уровня воды в водосборнике (погружных), являются трудность обеспечения их герметичности (вода из водосборника попадает в камеру) и большие капитальные затраты.

 

Рис. 10.4. Технологическая схема главного водоотлива (а) и план горных выработок (б):

/ — насосная камера; 2 — водосборник; 3 — всасывающий колодец; 4 — трубный ходок; 5 — ствол; 6 — отстойник шахтных вод; 7 — подземная электроподстанция; 8 — ходок в околоствольный двор; 9 — насосы; 10 — трубопровод

Погружные камеры не нашли широкого применения на угольных шахтах из-за трещиноватости пород и трудности герметизации камер, но используются на многих рудниках.

Водосборники — выработки для сбора воды и ее осветления. Водосборник главного или участкового водоотлива должен состоять из двух и более выработок. В шахтах, опасных  по прорыву вод, согласно правилам технической эксплуатации, вместимость водосборников главных и участковых установок должна рассчитываться соответственно на восьми- и четырехчасовой приток воды, для остальных шахт водосборники рассчитываются соответственно на четырех- и двухчасовой нормальный водоприток.

 

4. Основными техническими данными, характеризующими работу насоса, являются: подача Q (м³/c) — объем жидкости, подаваемой насосом в единицу времени; напор Н (м) — удельная энергия, сообщаемая насосом жидкости; напор при нулевой подаче Н₀ (м) напор насоса при закрытой задвижке, установленной у напорного патрубка насоса; вакуумметрическая высота всасывания H вак (м)—высота всасывания, определяемая по вакуумметру; допустимая вакуумметрическая высота всасывания H вак,доп (м) — высота, при которой обеспечивается работа насоса без изменения его основных технических параметров; мощность (кВт) на валу насоса — мощность, потребляемая насосом. Индивидуальные характеристики насосов, применяемых на горных предприятиях, обычно выражаются зависимостями Н =F (Q), H _рак =F ₁, (Q), N=и На рис. 10.8 приведены в качестве примеров индивидуальные характеристики центробежных насосов ЦНК 300-120—600, представленные графически. Для многоступенчатых секционных насосов принято приводить характеристики для одного рабочего колеса. Для характеристики насосов, применяемых в других отраслях промышленности, иногда используются также универсальные характеристики .

Характеристики насосов и трубопроводов изменяются в процессе эксплуатации. Вследствие абразивного износа рабочих колес и изменения сечения каналов напор насоса снижается.

Для нормальной эксплуатации центробежных насосов необходимо соблюдение следующих условий.

 Для предотвращения неустойчивых режимов работы насоса статическое противодавление H_r в сети трубопровода, равное геодезической высоте z_r, должно быть меньше напора насоса Hо при нулевой подаче (при закрытой задвижке), для шахтных насосов принимают  H_r < 0,9Hо.

 

5. Совместная работа нескольких насосов (вентиляторов) на общую сеть

Последовательная работа. Последовательная работа турбомашин применяется для увеличения напора (давления) во внешней сети.

При этом подача (производительность) машин одинакова (Q₁=Q₂=Q), a напор (давление) равен сумме напоров (давлений) обеих машин (H=H₁+H₂).

Рис. 4.3. Последовательная работа турбомашин при их расположении в одном месте (а) и на расстоянии (б)

 

Машины находятся на расстоянии друг от друга. Чтобы получить суммарную напорную характеристику турбомашин, сначала необходимо теоретически заменить турбомашину 1, находящуюся в точке С, с прилегающим к ней трубопроводом СВ эквивалентной машиной 1^’, расположенной в точке В рядом с турбомашиной 2, т. е. привести турбомашины в общую точку В. Для этого необходимо построить напорную характеристику 1^’ вычитая из характеристики турбомашины 1при одних и тех же 0 ординаты характеристики /' участка СВ, т. е. напор, расходуемый на подъем жидкости и преодоление сопротивления трубопровода. Суммарная характеристика получается сложением ординат характеристик Г и 2. Точка А пересечения суммарной характеристики турбомашин с характеристикой сети / определяет рабочий режим последовательно работающих турбомашин, а точки А' и А"— рабочие режимы отдельных турбомашин 1 и 2.

Для обеспечения эффективной работы последовательно включенных турбомашин необходимо, чтобы их оптимальные производительности были примерно одинаковыми.

При установке машин на расстоянии это требование относится к приведенной  и реальной 2 машинам.

 

Рис. 4.4. Параллельная работа турбомашин при их расположении в одном месте (а) и на расстоянии (б)

К. п. д. последовательно определяется из выражения включенных насосов

                  (4.14)

где η₁ и η₂ — к. п. д. машин 1 и 2; N₁ и N₂ — потребляемая машинами / и 2  мощность, кВт.

 

6. Способы регулирования режимов работы. Режимы работы водоотливных установок регулируются изменением характеристик. Трубопровода и насосов. Наибольшее распространение в практике получил простой, хотя и менее экономичный первый способ регулирования, с помощью задвижки в нагнетательном трубопроводе.

При характеристиках I и   соответственно трубопровода и насоса режим работы изобразится точкой а, располагаемой за рабочей зоной. Для установления номинальных подачи Qном и напора H_ном регулирование осуществляется задвижкой, в результате чего получают характеристику трубопровода, изображенную кривой III (режим работы изобразится точкой и). Так как при этом увеличивается сопротивление трубопровода, то напор возрастает на величину Hз и дополнительно затрачивается мощность. У быстроходных насосов вместо дросселирования экономически выгоднее осуществлять регулирование отводом части жидкости по перепускному трубопроводу во всасывающий тракт насоса или сбросом в водосборник.

При втором способе характеристики насосов могут регулироваться изменениями и числа рабочих колес, и частоты вращения вала насоса, подрезкой рабочих колес и т. д. При уменьшении числа колес характеристика насоса   изобразится кривой 2, а режим работы—точкой е. До требуемого режима с подрегулирование осуществляется задвижкой, с помощью которой устанавливается характеристика трубопровода, изображенная кривой ii.

Регулирование работы насоса изменением частоты вращения позволяет свести к минимуму потери, исключает изменение характеристики сети, но связано с использованием более сложного регулируемого привода. При изменении частоты вращения получаются конгруэнтные характеристики H=f(Q) которые можно построить по уравнениям подобия.

7. Кавитация — это нарушение сплошности жидкости, которое происходит в тех участках потока, где давление, понижаясь, достигает некоторого критического значения. Э(гот процесс сопровождается образованием большого числа пузырьков, наполненных преимущественно парами жидкости, а также газами, выделившимися из раствора. Находясь в области пониженного давления, пузырьки увеличиваются и превращаются в большие пузыри-каверны. Затем эти пузыри уносятся потоком в область с давлением выше критического, где разрушаются практически бесследно вследствие конденсации заполняющего их пара. Таким образом, в потоке создается доврльно четко ограниченная кавитационная зона, заполненная движущимися пузырьками.

Критическое, с точки зрения возникновения кавитации, давление определяется физическими свойствами жидкости и в зависимости от ее состояния может меняться в довольно значительных пределах. Тем не менее в практических расчетах, связанных с рассмотрением кавитационных режимов работы насосов, в качестве критического давления, при котором начинается кавитация, обычно принимают давление насыщенных паров перекачиваемой жидкости при данной температуре. Классическим примером является возникновение кавитации на обтекаемом потоком профиле. Вызванное отклонением линий тока понижение давления на выпуклой поверхности профиля в районе точки А может привести к образованию кавитацион-ной зоны, протяженность которой X зависит от плотности р0, давления р0 и скорости v0 набегающего потока, формы профиля и угла атаки.

качественное изменение структуры потока, вызванное кавитацией, приводит к изменениям режима работы гидравлической машины. Эти изменения принято называть последствиями кавитации.

8. Рабочие колеса шахтных насосов бывают двух типов: закрытыми и полуоткрытыми без переднего диска. Колеса изготовляются: для неагрессивной воды — литыми из чугуна; для кислотной воды — из хромоникелевой и хромистой стали, из хромистого или кремнистого чугуна, из кислотоупорной бронзы и пластмасс

Рис. 12.1. Консольный насос 2К-6

 

Колеса полуоткрытого типа используются для транспортирования загрязненных и густых жидкостей. Наибольшее применение нашли колеса закрытого типа. Рабочие колеса выполняются с односторонним или двусторонним подводом жидкости.

 

Рис. 12.2. Лопасти колес насоса

 

Поскольку относительная скорость обтекания жидкостью поверхностей рабочего колеса велика, для уменьшения гидравлических потерь и повышения к. п. д. поверхности должны быть тщательно обработаны.

Подводящие устройства современных насосов выполняются в виде прямолинейного конического патрубка, кольцевого и спирального (часто называемого также полуспиральным) подводов. Конический патрубок (конфузор) удовлетворяет требованиям, предъявляемым к подводящим устройствам, но может быть использован только в одноступенчатых консольных насосах. Кольцевой подвод представляет собой канал постоянного сечения, который расположен по окружности входа в рабочее колесо.

Отводящие устройства насосов. В качестве таких устройств применяют спиральный отвод, направляющий аппарат и кольцевой отвод.

В многоступенчатых насосах с последовательным соединением колес необходимо осуществлять перевод жидкости от предыдущего колеса к последующему. Для этого в секционных насосах (типа ЦНС) служат направляющие аппараты, устанавливаемые между рабочими колесами.

 Одноступенчатые насосы. На горных предприятиях применяются одноступенчатые насосы горизонтальные и вертикальные со спиральными отводами. Они 'используются на участковом водоотливе, а также в качестве вспомогательных и специальных. Для подачи воды наиболее распространенными типами насосов являются консольные насосы типа К и насосы с колесами двустороннего всасывания (по ГОСТ 10272—77) типа Д (старый шифр НДв, НДс, НДн, Д).

Насосы типа Д — горизонтальные, с рабочим колесом двустороннего входа и с горизонтальным разъемом корпуса.

 

9. Водоотливная стационарная установка состоит из насосов трубопроводов, электропривода и аппаратуры автоматизации. Стационарные водоотливные установки должны обеспечивать минимум капитальных и эксплуатационных затрат на откачку воды. Для этого насосные установки должны иметь высокий к.п.д., широкие области эксплуатационных режимов и в течение всего срока эксплуатации их режимы должны не выходить из этих областей, что достигается правильным подбором оборудования, контролем за подачей и напором насосов, а также своевременным их осмотром и ремонтом.

Насосы должны иметь минимальные габариты, а их монтаж, разборка и обслуживание — быть простыми.

Подача рабочих насосов водоотливной установки должна обеспечивать откачку суточного притока не более чем за 16 ч.

Число насосов стационарных установок при притоке воды более 50 м3/ч должно быть не менее трех, из которых один рабочий, второй резервный и третий подсменный.

Центральная и главная водоотливные установки должны иметь не менее двух нагнетательных трубопроводных ставов — рабочий и резервный. Для установок с четырьмя насосами, из которых два постоянно действующих, а также при откачке кислотных вод должно предусматриваться три нагнетательных трубопровода. Число напорных ставов на рудниках определяется также из условия скорости течения воды в трубах, которая не должна превышать 2,5 м/с при одном отключенном напорном трубопроводе.

Для контроля за режимами работы главные и участковые водоотливные установки должны быть снабжены манометром и контрольным расходомером.

Современные водоотливные установки должны снабжаться средствами автоматизации и работать без постоянного присутствия людей.

 

Рис. 14.1. Типовая схема трубопроводов главного водоотлива:

1 и 2 — рабочий и резервный магистральные трубопроводы; 3 — соединительный патрубок; 4 — обратный клапан; 5 — запорная задвижка; 6 — всасывающие трубопроводы; 7 — распределительная задвижка; 8 и 9 — труба и задвижка для выпуска воды из ставов в водосборник

1. Электропривод насосов. В качестве электропривода насосов водоотливных установок в основном применяют асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором и реже асинхронные электродвигатели с фазным ротором. Для насосов типа ЦНС применяются электродвигатели с короткозамкнутым ротором в нормальном исполнении единой серии А и АО.

Для водоотливных установок, работающих во взрывоопасных условиях, используют электродвигатели серий МА, КО и ВАО на напряжение 380/660 В и электродвигатели повышенной надежности и продуваемые под избыточным давлением серий А, АО, АП, АЗП, взрывонепроницаемые  двигатели серии ВАО мощностью до 1600 кВт (частота вращения 1500 об/мин) и серии «Украина» (частота вращения 3000 об/мин) мощностью до 630 кВт на напряжение 6000 В.

Комплектная аппаратура автоматизации установок. Для автоматизации стационарных водоотливных установок конотопским заводом «Красный металлист» выпускается автоматизированная аппаратура управления АВ-5 и АВ-7 —для участкового водоотлива, АВО-3 —для одиночного водоотлива, АВН-1М —для водоотливных установок с низковольтными двигателями, УАВ- для главных водоотливов с низковольтными и высоковольтными двигателями, ВАВ—для главных водоотливов шахт, опасных по газу или пыли. Наиболее совершенной является аппаратура УАВ и ВАВ.

Унифицированная аппаратура автоматизации типа УАВ предназначена для автоматического управления шахтными водоотливными установками с числом насосных агрегатов до 16 с асинхронными низковольтными и высоковольтными электродвигателями с короткозамкнутым ротором. Схема аппаратуры собрана из многоконтактных реле в сочетании с полупроводниковыми элементами.

Методика проектирования водоотливной установки. Для расчета водоотливной установки  необходимы следующие исходные данные: величина нормального Qп.н и максимального Q притоков воды; полная геометрическая высота подачи г.; физико-химическая характеристика воды, необходимая для правильного выбора оборудования и категория шахты по газу или пыли (для угольных шахт),

При расчете установки производится расчет трубопровода, выбираются насос и электродвигатель, составляется схема трубопровода и графически определяется режим работы насоса.

Расчет трубопровода. При расчете трубопровода устанавливаются внутренний диаметр и толщина труб, а также величина потерь напора в трубопроводе.

Внутренний диаметр нагнетательного трубопровода определяется по формуле     

    

где Q — расход воды через трубопровод,  — скорость воды

в трубопроводе, м/с.

Исходя из опыта, обычно принимают в нагнетательном трубопроводе и, ÷2,5 м/с, во всасывающем v_T= 0,9÷1,2 м/с.

В соответствии с полученным значением  d_в выбирают трубы нагнетательного трубопровода.

Диаметр подводящего трубопровода обычно принимают на 25—50 мм больше напорного.

Толщина стенок выбирается в зависимости от давления воды в трубопроводе, определяемого по формуле

                        ÷0,0115)_zr

Где Рмах —давление воды в трубопроводе, МПа;

2. Испытания насосов водоотливных установок. На горных предприятиях характеристик и сравнение их с заводскими для установления технического состояния насосов. Испытания насосов производят после монтажа водоотливных установок, а также после каждого капитального ремонта.

При этом замеряются напор, подача и потребляемая мощность в диапазоне режимов работы, перекрывающем рабочую область.

Для измерения подачи используются трубка Вентури и диафрагма с дифференциальным манометром.

Напор насоса замеряется манометром и вакуумметром. Схема подключения приборов при нормальных испытаниях показана на рис. 15.1.

 

                                                                 

 

Рис. 15.1. Схема установки приборов

и аппаратуры при промышленных испытаниях насосов:

1 — вакуумметр; 2 — манометр; 3 —измерительная диафрагма; 4 — дифференциальный манометр; 5 — задвижка

 Обслуживание водоотливных установок. Для нормальной эксплуатации водоотливных установок необходимо выполнять ряд требований: воздух не должен проникать в насос; приемный клапан всасывающего трубопровода необходимо располагать ниже уровня жидкости не менее чем на 2,5 м расстояние между сеткой приемного клапана и дном колодца должно быть не менее 0,5 м, а от стенок колодца до приемного клапана с сеткой не менее 0,3 м; живое сечение сетки приемного клапана должно в 4—5 раз превышать сечение трубопровода; диаметр всасывающего трубопровода не должен быть меньше диаметра всасывающего патрубка; при длине всасывающей линии более 10 м внутренний диаметр трубопровода должен быть больше диаметра входного патрубка насоса и подсоединяться к нему через конфузор: напорные трубопроводы должны иметь самостоятельные опоры и не передавать усилия на насос; работа насосов должна организовываться так, чтобы все насосы находились в работе, чередуясь в определенном порядке; перед пуском насос и всасывающий трубопровод должны быть залиты водой вплоть до нагнетательного патрубка. В связи с этим у современных автоматизированных водоотливных установок насосы и всасывающие трубопроводы заполняются водой непосредственно перед пуском, либо постоянно заполнены водой, либо работают с подпором, создаваемым бустерными  (вспомогательными) насосами.

3. Назначение и классификация. Вентиляторные установки предназначены для непрерывного проветривания горных выработок шахт и рудников и создания в них нормальных атмосферных условий. По назначению они делятся на главные вентиляторные установки, вспомогательные и местного проветривания.

Главные вентиляторные установки служат для проветривания всех действующих выработок шахты или рудника, за исключением глухих (тупиковых) забоев. Они размещаются на поверхности у устьев герметически закрытых стволов или штолен в центре шахтного поля при центральной схеме проветривания и на его флангах при диагональной схеме и пропускают весь воздух, проходящий по шахте (руднику) или ее крылу.

Вентиляторная установка включает вентилятор (вентиляторы) и подсоединенные к нему электродвигатели, входные и выходные устройства (подводящие каналы, диффузор, выходную часть и вспомогательные устройства для переключения и реверсирования воздушной струи), а также пускорегулирующую и контролирующую аппаратуру и звукопоглощающие устройства.

Под вентилятором понимается агрегат, состоящий из корпуса, ротора, направляющих и спрямляющих аппаратов, с присоединенными к нему коллектором и входной коробкой.

Вспомогательные вентиляторные установки предназначены для проветривания стволов и капитальных выработок при их проходке, камер и выработок околоствольного двора при эксплуатации шахт и рудников, а также отдельных их участков. Они располагаются на поверхности вблизи ствола или шурфа.

Вентиляторные     установки   местного проветривания состоят из вентиляторов с приводами, вентиляционных воздуховодов, пусковой аппаратуры и аппаратуры контроля и автоматизации. Они снабжаются одним и реже двумя вентиляторами.

В соответствии с назначением вентиляторы также подразделяют на вентиляторы главные, вспомогательные и местного проветривания. Эти группы вентиляторов существенно отличаются своими параметрами, а вентиляторы местного проветривания —и конструкцией.

Вентиляторы, применяемые в горной промышленности, представляют собой турбомашины, которые по принципу действия делятся на две большие группы — осевые и центробежные вентиляторы.

По числу ступеней вентиляторы выполняются одноступенчатыми (центробежные) и многоступенчатыми (осевые).

В зависимости от расположения вала вентиляторы бывают горизонтальными и вертикальными.

Сравнительная оценка осевых и центробежных вентиляторов. Оба типа вентиляторов имеют свои преимущества и недостатки.

По сравнению с центробежными осевые вентиляторы позволяют более просто реверсировать воздушную струю (без обводных каналов) и имеют большие возможности регулирования режимов работы (поворотом лопаток направляющего аппарата и рабочих колес). Они обладают меньшими габаритами и массой при значительных производительностях, а также более высоким внутренним к. п. д. Их удобнее включать на последовательную работу.

4. Характеристики и области промышленного использования вентиляторов

Индивидуальные характеристики вентиляторов. Аэродинамическое качество вентиляторных установок и вентиляторов характеризуется следующими основными параметрами: производительностью Q(м³/с), статическим давлением р_ст при работе вентилятора на всасывание или полным давлением р при работе на нагнетание (Па), мощностью на валу вентилятора N (кВт) и его статическим η_ст или полным к. п. д. η.

Современные вентиляторы снабжаются средствами регулирования режимов их работы. В связи с этим заводская характеристика вентиляторов представляет собой семейство индивидуальных характеристик, построенных при разных углах установки лопаток направляющих аппаратов, лопаток рабочих колес и спрямляющих аппаратов (осевые вентиляторы) и при разных частотах вращения приводного электродвигателя (центробежные вентиляторы).

Области промышленного использования вентиляторов. Индивидуальные характеристики образуют поле рабочих режимов вентилятора. Область промышленного использования поля режимов работы ограничивается условиями экономичной и устойчивой работы вентилятора. Принято считать, что шахтная вентиляторная установка главного проветривания работает экономично, если ее к.п.д. не ниже 0,6, а вентиляторная установка местного проветривания — при минимальном значении к.п.д. 0,5. Для установок с центробежными вентиляторами, имеющими устойчивые характеристики, это условие единственное, и область промышленного использования установок ограничивается кривой, проведенной через точки индивидуальных характеристик р = f (Q) при η_у.ст = 0,6. Сверху область экономичной работы современных центробежных вентиляторов, регулируемых с помощью направляющих аппаратов, ограничивается индивидуальной аэродинамической характеристикой при положении лопаток направляющего аппарата «Открыты» (0°) или при установке их на отрицательный угол 9„.а (не более —25°).

Для установок с центробежными вентиляторами, регулируемыми изменением частоты вращения, эти области сверху и снизу ограничиваются характеристиками при положении лопаток направляющего аппарата «Открыты» (0°) и соответственно при максимальной и минимальной частоте вращения приводного электродвигателя, а справа и слева — кривыми режимов с однозначной величиной к. п. д., равной 0,6.

Для установок с осевыми вентиляторами область экономичной работы справа и слева ограничивается аэродинамическими характеристиками соответственно при максимальном (45°) и минимальном (15°) углах θ_р.к установки лопаток рабочих колес.

Сверху эта область ограничена кривой, полученной из условия обеспечения при реверсировании вентилятора не менее чем 60% производительности при его нормальной работе и 20%-ном запасе сопротивления шахтной сети по отношению к границе однозначной работы. Снизу зона экономичной работы ограничена кривой вентиляционных режимов с величиной к. п. д., равной 0,6. Для установок с осевыми вентиляторами, имеющими индивидуальные характеристики с впадинами и разрывами, граница слева области промышленного использования определяется исходя из условия обеспечения устойчивой и однозначной работы вентиляторной установки при нормальном направлении воздушного потока и его реверсировании (левая граница). Принимается, что давление, развиваемое вентилятором, не должно превышать 90% максимально возможного давления вентилятора.

 

5. Центробежные вентиляторы. Классификация. Шахтные центробежные вентиляторы классифицируются в основном по способу подвода воздуха к рабочему колесу: с односторонним и двусторонним всасыванием.

Аэродинамические схемы. Вентиляторы разрабатываются на основе типовых аэродинамических схем (моделей вентиляторов), отработанных в лабораторных условиях. Аэродинамической схемой вентилятора принято называть схему проточной части вентилятора с набором основных безразмерных конструктивных параметров, обусловливающих получение соответствующих аэродинамических характеристик.

Рис. 6.1. Схема центробежного вентилятора одностороннего всасывания:

/ — рабочее колесо; 2 — входной патрубок; 3 — спиральный корпус; 4 — направляющий

аппарат; 5 — диффузор

 

Вентилятор считается правого или левого вращения в зависимости от вращения рабочего колеса по часовой стрелке или против, если смотреть на вентилятор со стороны привода.

Элементы вентиляторов. На процесс в рабочем колесе значительное влияние оказывают входные элементы: их профиль, диаметр входного отверстия, величина и конфигурация зазора в уплотнении между рабочим колесом 1 и патрубком 2 (см. рис. 6.1) и др. Неправильный выбор этих элементов вызывает искажение поля скоростей на входе в колесо, отрывы потока от поверхностей проточной части колеса и снижение в итоге к. п. д. вентилятора.

Для регулирования рабочих режимов вентиляторы снабжаются осевыми направляющими аппаратами 4 . Эти аппараты оснащаются 10 или 12 плоскими лопатками, выполненными в форме сектора и поворачивающимися у вентиляторов типов ВЦ и ВЦД на угол от - 20 до +110°. При углах от 0 до 90° воздух в направляющем аппарате закручивается в сторону вращения  колеса, снижая производительность вентилятора и потребляемую им мощность. При угле установки лопаток 90° полотна последних полностью перекрывают всасывающее отверстие вентилятора; такая установка лопаток применяется при запуске вентилятора. Угол 0° соответствует установке лопаток в плоскости оси вала вентилятора, и подкрутка потока при этом исключается.

                                              

 Профили рабочих лопаток центробежных вентиляторов:

1 — листовые; 2 — 3-образные: 3 — крыловидные с С- и П-образнымн лонжеронами; 4 и 5 — с фермпым и сотовым оребрениями; 6 — трехслойные; 7 и 8 — носик и хвостик лопаток; 9 —

верхняя и нижняя обечайки

6. Электропривод вентиляторов. Вентиляторы главного проветривания в большинстве случаев оснащаются нерегулируемым электроприводом с асинхронными или синхронными электродвигателями.

В электроприводах вентиляторов в зависимости от мощности используются различные типы электродвигателей: при потребляемой мощности до 100—150 кВт —низковольтные асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором; при мощности от 150 до 350 кВт — низковольтные синхронные двигатели напряжением 380 В; при мощности свыше 350 кВт —высоковольтные синхронные двигатели (напряжением 6 кВ) СД, СДС и СДВ и высоковольтные асинхронные с фазным ротором серий АКН и акс мощностью от 400 до 1000 кВт на напряжение 3000/6000 В и частотой вращения от 290 до 490 об/мин.

Вентиляторные установки с регулируемым приводом оснащаются: при ступенчатом регулировании—многоскоростными асинхронными электродвигателями, агрегатами из двух асинхронных двигателей или синхронного и асинхронного двигателей на разные частоты вращения; при бесступенчатом регулировании—двигателями постоянного тока, управляемыми по системам Г—Д (генератор—двигатель) и УПВ—Д (управляемый выпрямитель—двигатель); каскадными агрегатами трехфазного тока и другими системами.

При малом диапазоне регулирования и кратковременном использовании пониженной частоты вращения в вентиляторных установках применяют асинхронные электродвигатели с сопротивлениями в цепи ротора.

Аппаратура технологического контроля. Состояние вентиляторной установки характеризует большое число параметров:

Давление и производительность воздуха, температура подшипников вентилятора и его приводных двигателей, температура обмоток и масла в системе смазки подшипниковых опор, давление и проток масла и т. д. Примерная схема размещения датчиков контроля на вентиляторной установке показана на рис. 8.1.

Рис. 8.2 . Технологическая схема вентиляторами ВЦ-25 и ВЦ-32 вентиляторных установок с центробежными (а) и осевым вентилятором типа ВОД (б): / и 2 — вентиляторы; 3, 4, 5, 6, 7 — ляды;

8 — лебедка; 9 — конечные выключатели

7. Методика проектирования установки главного проветривания. Выбор вентилятора и способа его регулирования. Для выбора вентиляторов необходимо знать или определить требуемую производительность вентиляторной установки, депрессию шахты (рудника) за время ее эксплуатации (получаемые в результате расчета вентиляционной сети), т. е. р и рпмх и соответствующие им значения производительности 0, а также иметь характеристики вентиляторов с обозначением областей их промышленного использования.

В первом приближении (или на первом этапе проектирования) необходимая производительность вентиляторной установки определяется по формуле

Q_в = Q_ш k_у.в.,                                                        (9.7)

где Q_Ш — расход воздуха, потребный для проветривания шахты (рудника), м³/с; 

k_у.в — коэффициент, учитывающий утечки воздуха через надшахтные сооружения и каналы вентиляторов. Он принимается равным: 1,25 —при установке вентиляторов на скиповом стволе; 1,20 —на клетевом; 1,10 —на стволах и шурфах и 1,30 —на шурфах (которые используются для спуска и подъема материалов.

Более точный учет утечек воздуха через надшахтные сооружения и каналы вентиляторов может быть проведен суммированием утечек воздуха через отдельные элементы сооружений и их сопряжения, когда известны депрессия и параметры этих сооружений. Обычно такой учет производится на втором этапе проектирования. Кроме того, при выборе вентиляторов предусматривается дополнительный запас по их производительности не менее 20%.

Выбор вентиляторов производится по графикам областей их промышленного использования. Если полученные при расчете вентиляции шахты (рудника) значения производительности и депрессии для различных периодов эксплуатации не вписываются в область промышленного использования ни одного выпускаемого вентилятора, то анализируется возможность применения вентилятора с однократной сменой его приводного электродвигателя. Если и при этом не обеспечивается вписывание в область промышленного использования, то в течение срока службы предприятия предусматривается применение двух или более типов вентиляторов.

В случае возможности обеспечения необходимых расчетных режимов несколькими типами вентиляторов их окончательный выбор производится из условий минимальных годовых затрат на основе технико-экономического сравнения вентиляторов и с учетом всех других факторов.

Определение резерва производительности вентилятора. Для определения резерва производительности выбранного вентилятора в период максимального расхода воздуха необходимо на его аэродинамические характеристики наложить характеристику вентиляционной сети шахты, определив ее по формуле для минимального эквивалентного отверстия, — квадратическую параболу с вершиной в начале координат, проходящую через точку с координатами (Q, p_max). Абсцисса точки пересечения этой кривой с верхней или правой границей зоны промышленного использования вентилятора показывает значение максимально возможной производительности вентилятора.  Резерв производительности вентилятора вычисляют по формуле

                                                             (9.8)

 

 

 

8. Испытание вентиляторных установок. Испытания вентиляторных установок на горных предприятиях проводят полные и частичные. Целью полных испытаний является получение данных для построения индивидуальных характеристик. Частичные промышленные испытания вентиляторных установок производятся периодически для выявления фактических режимов работы и соответствия их области промышленного использования. При проведении испытаний используются приборы, установленные на вентиляторной установке для контроля ее параметров при эксплуатации, или применяются временно устанавливаемые приборы.

Для измерения давления применяются различные типы дифманометров, которые в горной практике обычно называют депрессиометром. Для наглядности рассмотрим измерение давлений в вентиляционном канале жидкостным U-образным депрессиометром.                

Простейший U-образный депрессиометр состоит из изогнутой стеклянной трубки диаметром 5—8 мм, заполненной ртутью или подкрашенной водой. Между трубками помещена миллиметровая шкала.

Поскольку давление в вентиляционном канале при всасывающей вентиляции меньше, а при нагнетательной больше атмосферного, уровень жидкости в канале трубки депрессиометра, сообщающемся с атмосферой, будет в первом случае ниже, а во втором выше, чем в канале, связанном с вентиляционным каналом.

Рис. 9.1. Схемы измерения давлений в нагнетательном (а) и всасывающем (б)

трубопроводах

 

 

  Обслуживание вентиляторных установок. Длительная и бесперебойная работа вентиляторов возможна при правильном уходе за ними.

В процессе эксплуатации вентиляторных установок главного проветривания производятся их осмотры, ревизии, ремонты и наладки. Осмотры вентиляторов и вспомогательного оборудования установок осуществляются ежесменно при приемке смены машинистом или на автоматизированных установках —дежурным электрослесарем, ежесуточно электрослесарем в дневную смену, еженедельно главным механиком или его заместителем и ежеквартально электрослесарем или бригадой под руководством механика. По результатам осмотров в пределах времени, выделенного на осмотр, проводится текущий ремонт. Дефекты и неисправности, замеченные при осмотрах, фиксируются в «Книге осмотра вентиляторных установок и проверки реверсирования». В эту же книгу заносятся результаты контрольных реверсирований установки, которые производятся не менее 2 раз в год. Наладочной бригадой под руководством механика осуществляются 1 раз в год ревизия и наладка вентиляторной установки и 1 раз в два года—технические испытания и наладка.

На основе материалов осмотров и текущих ремонтов и в зависимости от износа основных деталей и узлов агрегата составляются графики средних и капитальных ремонтов, проводимых с привлечением сил центральных мастерских или рудоремонтного завода.

Один раз в два года производят ревизию, технические испытания и наладку работы всех элементов вентиляторной установки наладочной бригадой специализированной организации.

 

 

39. 40. Назначение пневматических установок. Пневматические установки на горных предприятиях предназначены для производства и транспортирования сжатого воздуха, применяемого для питания пневматических приводов горно-шахтного оборудования, бурильных и отбойных молотков, погрузочных и закладочных машин, комбайнов и лебедок, вентиляторов и др. Пневматические установки широко применяются на угольных шахтах, разрабатывающих крутые пласты, где по условиям безопасности запрещается применение электроэнергии и сжатый воздух является единственным видом энергии, и на рудниках, где добыча руды ведется буровзрывным способом. На других угольных шахтах и рудниках сжатый воздух используется ограниченно, в основном для вспомогательных машин и механизмов.

Пневматическая установка включает компрессорную станцию и воздухопроводную сеть.

При большом потреблении сжатый воздух вырабатывается стационарными компрессорными станциями, располагаемыми на поверхности. В случаях, когда необходимо относительно небольшое количество воздуха, особенно с местах, удаленных от ствола, используются передвижные компрессорные установки, располагаемые под землей на участках.

На некоторых горных предприятиях экономически целесообразным является применение системы воздух снабжения с дожимными  компрессорами. При использовании такой системы воздух, сжатый до давления всего 0,3—0,4 МПа в стационарной компрессорной станции на поверхности шахты (рудника), подается по воздуховодам к передвижным  компрессорам, расположенным вблизи мест его потребления. В  дожимным компрессорах давление воздуха повышается до требуемого значения. Экономия в затратах получается за счет уменьшения потерь энергии при транспортировании сжатого воздуха в связи с его меньшим давлением и потерями энергии на гидравлические сопротивления.

От стационарных компрессорных установок сжатый воздух транспортируется к потребителям по воздухопроводам пневматических сетей.

Пневматические сети современных горных предприятий состоят из разветвленных воздухопроводов с большим числом различных потребителей. Место разветвления называется узлом.

Трубопроводы между узлами, узлами и распределительными устройствами у потребителей называют магистральной сетью или просто магистралью (главная магистраль, участковая магистраль и т. д.). Ответвления труб, к которым подключаются потребители, называются концевыми элементами. Общая длина воздухопроводов на некоторых шахтах и рудниках достигает десятков километров.

 

1. Основные параметры компрессоров. Основными параметрами, характеризующими работу компрессора, являются: объемная производительность Q (м³/c или м³/мин), приведенная к условиям всасывания; начальное (до сжатия) р_п и конечное (после сжатия) р_к (Па, кПа, МПа) давление; степень повышения давления ; начальная Т_Н и конечная Т_к, температура сжимаемого газа; мощность N (кВт) на валу компрессора. Различают избыточное (по отношению к атмосферному р_и) и абсолютное рад (учитывающее атмосферное давление) давление; первое указывается в паспорте компрессора, второе используется в термодинамических расчетах. Температура сжимаемого газа (воздуха) при термодинамических расчетах выражается в единицах Кельвина (К), Т = 273 + t, где t —температура в градусах Цельсия (°С).

Классификация компрессоров. Компрессором называется машина, предназначенная для преобразования механической энергии привода в полезную потенциальную и кинетическую энергию газа. В компрессоре происходит повышение давления газа и перемещение его из области низкого в область высокого давления. На горных предприятиях компрессорами пневматических установок осуществляется сжатие воздуха.

По способу сжатия газа компрессоры делятся на две группы —  объемного сжатия (компрессоры вытеснения), в которых давление газа (воздуха) повышается за счет уменьшения рабочего пространства; к ним относятся поршневые, винтовые, ротационные компрессоры и др.;

кинетического сжатия, в которых газ (воздух) сжимается в процессе принудительного движения газа (воздуха) при силовом взаимодействии с лопатками вращающихся колес, к ним относятся турбокомпрессоры — центробежные и осевые.

Первую группу компрессоров иногда также называют компрессорами вытеснения, а вторую — лопастными компрессорами из-за наличия в них лопастей (лопаток), с помощью которых осуществляется процесс сжатия,

По конструкции рабочих органов различают компрессоры: поршневые, лопастные (турбокомпрессоры), винтовые, ротационные и др.

По роду сжимаемого газа компрессоры делятся на воздушные, аммиачные, фреоновые и др.

По величине создаваемого давления различают:

компрессоры, называемые вакуум-насосами, отсасывающие газ (воздух) из пространства с вакуумом и сжимающие его до атмосферного или несколько большего давления;

воздуходувки (газодувки) — машины, сжимающие воздух (газ)

до 0,3 МПа;

компрессоры низкого давления (0.3—1,0 МПа);

компрессоры среднего давления (1,0—10,0 МПа);

компрессоры высокого давления (10—250 МПа).

В горной промышленности наиболее широко применяются компрессоры низкого давления. Вакуум-насосы используются для отсасывания метана из угольных пластов.

 

2. Поршневые компрессоры — это компрессоры объемного действия: процессы сжатия газа происходят в замкнутом пространстве, которым является внутренний объем рабочего цилиндра. Органом, воздействующим на газ с целью изменения его объема, служит поршень, перемещающийся внутри цилиндра. Цилиндры снабжены регулирующими органами — всасывающими и нагнетательными клапанами для осуществления всасывания, сжатия и нагнетания воздуха (газа) в сеть. Последовательное во времени осуществление трех стадий рабочего процесса —всасывания, сжатия и нагнетания —характерная особенность работы поршневого компрессора.

Поршневые компрессоры отличаются многообразием конструктивных схем и исполнений. Дополнительно к общей классификации компрессоров поршневые компрессоры разделяются по типу цилиндров, их расположению в пространстве и сочетанию.

По типу цилиндров — компрессоры с цилиндрами простого (рис. 17.1, а) и двойного (рис. 17.1, б) действия, а также с дифференциальным цилиндром (рис. 17.1, в). Последний используется только в многоступенчатых компрессорах.

По числу ступеней —одноступенчатые (рис. 17.1, а), двухступенчатые (рис. 17.1, д, е, ж, з), трехступенчатые и более. В современных компрессорах число ступеней не превышает обычно семи.

По     числу     цилиндров — одноцилиндровые (рис. 17.1, а, б), двухцилиндровые (рис.20 ,е, ж, з, г), трехцилиндровые и более. На рис. 20.1, г. изображена схема одноступенчатого двухцилиндрового компрессора.

По числу рядов, в которых располагаются цилиндры, — (одно рис 17.1, ж), двух- (рис. 17.1, г) и многорядные.              

По ориентации цилиндров — горизонтальные, вертикальные и угловые (с углом между цилиндрами): прямоугольные (рис. 17.1, е), V-образные (рис.17.1, д) и др.

 

 

Рис. 17.1. Схемы поршневых компрессоров

 

 

3. Действительный процесс в одноступенчатом компрессоре. Работа реального компрессора и термодинамические процессы, совершающиеся при этом, в действительности значительно отличаются от работы и процессов, происходящих в идеальном компрессоре. Это отличие прежде всего заключается в том, что в цилиндре реального компрессора после окончания процесса нагнетания (крайнее левое положение поршня) остается определенное количество газа объемом v₀ сжатого до давления, нагнетания p₃ Во время процесса всасывания этот газ расширяется и заполняет часть объема цилиндра, уменьшая производительность компрессора. Поэтому пространство цилиндра, заполняемое этим остаточным газом, называется «вредным».

Вредный объем газа складывается из объема, образующегося в зазоре между поверхностью поршня (до первого уплотнительного кольца) и поверхностью цилиндра, а также объема клапанной коробки и газовых каналов в клапане до рабочей пластины.

Второй особенностью работы реального компрессора является тот факт, что при его работе происходит непрерывное изменение параметров состояния р, v и Т, обусловленное наличием затрат энергии на преодоление гидравлических сопротивлений при перемещении газа внутри цилиндра от приемного трубопровода до напорного, а также наличием теплообмена, имеющего различную интенсивность для каждого момента цикла компрессора.

Диаграмма цикла реального компрессора изображена на рис. 17.2, б. На этой же диаграмме для сравнительной оценки пунктирными линиями нанесена диаграмма 1—1'—3—3' для случая, если бы компрессор работал по идеальному циклу, а расширение газа, оставшегося во вредном пространстве, не влияло бы на производительность компрессора. Действительный цикл компрессора отличается от теоретического.

Процесс сжатия (линия 1—2) в общем случае происходит по политропе с переменным в течение сжатия показателем n. Сжатие заканчивается в точке 2 при давлении, которое больше давления в напорном трубопроводе p₃ на величину  Перепад давлений  необходим для преодоления сопротивления пружин напорного клапана и сил инерции подвижных элементов последнего.

Процесс нагнетания (линия 2—3) после открывания клапанов характеризуется уменьшением давления (уменьшается необходимый перепад давлений) и затем некоторым его возрастанием до р., в связи с увеличением скорости поршня и, следовательно, скорости газа. Максимальное значение давления соответствует максимуму скорости поршня в его среднем положении. При дальнейшем движении поршня скорость его снижается и уменьшается постепенно давление, пока в точке 3 оно не станет равным давлению в напорном трубопроводе p₃. Скорость поршня в этой точке равна нулю.

5. Рабочий процесс винтового компрессора и его производительность. Рабочий процесс в винтовом компрессоре аналогичен рабочему процессу поршневого (всасывание, сжатие и нагнетание). Особенностью его является постоянная величина конечного давления р_к независимо от давления р_с в нагнетательном трубопроводе. Индикаторная диаграмма несколько отличается от диаграммы поршневого компрессора. При работе винтового компрессора в расчетном режиме р_к и диаграмма аналогична теоретической диаграмме поршневого компрессора, не имеющего практически вредного пространства (рис. 19.6, а). Если р_к> р_с давление газа при выходе его из компрессора уменьшается (рис. 19.6, б). При р_к< р_с давление сжатого газа на выходе из компрессора резко возрастает (рис. 19.6, б). В нерасчетных режимах дополнительные затраты мощности увеличиваются. Дополнительные затраты энергии на сжатие определяются заштрихованными площадками диаграмм.

Рис. 19.6. Диаграммы теоретического рабочего процесса винтового компрессора

при р_к=р_с (а), р_к> р_с (б) и р_к< р_с (в)

 

Процесс сжатия в винтовых компрессорах из-за большой частоты  вращения ротора происходит за короткий промежуток времени <0,01 c, и теплообмен между стенками компрессора c cжимаемым воздухом практически не успевает произойти. Поэтому  теоретически процесс сжатия в неохлаждаемых сухих компрессорах (без впрыскивания в полость сжатия воды или масла) можно считать адиабатным. Фактический процесс в связи с выделением дополнительной теплоты трения является политропным с показателем политропы n=1,45÷1,6. Охлаждение сжимаемого воздуха осуществляется в промежуточных и концевых холодильниках. При впрыскивании масла во всасывающий патрубок показатель политропы может быть снижен и для масло заполненных компрессоров n=1,1÷1,4. В практике винтового компрессоростроения считается наиболее экономичной степень повышения давления  4÷5.

Производительность Q(м³/мин) винтового компрессора определяется по выражению

                       (19.2)

где F₁ и F₂ — площади сечений впадин соответственно ведущего и ведомого ротора, м²; z₁- ротора; l — длина впадин, м; n₁ — частота вращения ведущего ротора, об/мин; 0,8÷0,9—коэффициент, характеризующий герметичность винтовых компрессоров.

 

 

46.47. Ротационные компрессоры. 

 Классификация компрессоров Ротационными называются компрессорные машины с вращательным движением поршня. К ним относится большая группа  компрессоров, у которых рабочим органом является один или два ротора. Процесс сжатия газа в таких компрессорах протекает уменьшающемся замкнутом объеме, заключенном между вращающимся ротором и корпусом или между двумя роторами. Они относятся к машинам объемного типа и по принципу

сжатия газа не отличаются от поршневых.

Различают винтовые компрессоры, ротационно-пластинчатые, водокольцевые и двухроторные.

Преимущества ротационных компрессоров: компактность при относительно высоких производительностях, отсутствие рабочих клапанов, равномерность подачи  и динамическая уравновешенность,

Их недостатком  является ограниченность конечного давления (не боле 1,2 МПа), что сужает диапазон их применения.

  Принцип действия и устройство винтовых компрессоров Различают два типа винтовых компрессоров: сухого сжатия которые сжимают воздух (газ), не загрязненный маслом, и маслозапольнение, в полость сжатия которых в больших количествах впрыскивается масло (масса масла в 6—8 раз превышает массу сжимаемого воздуха), охлаждающее сжимаемый воздух (газ) и уплотняющее зазоры между рабочими органами.

Винтовые компрессоры (рис. 19.5) относятся к группе объемных машин, у которых воздух сжимается за счет уменьшения его объема в рабочей полости, образованной зубьями и впадинами двух параллельно расположенных винтов-роторов, при вращении не соприкасающихся между собой и с корпусом компрессора.

 

 

Рис. 19.5 Схема винтового компрессора. 1- корпус, 2-ведущий ротор, 3-ведомый ротор, 4, 5-подшипники роторов, 6- шестерня, 7- уплотнения

 

Воздух из всасывающего патрубка поступает в винтовые каналы между роторами корпусом; после поворота роторов на некоторый угол две впадины соединяются между собой, образуя парную впадину. опавший в это пространство воздух изолируется от всасывающего рубка, а затем сжимается при постепенном заполнении зубьями одного ротора впадин другого. Сжатие продолжается до тех пор, пока непрерывно уменьшающийся объем парной полости со сжатым воздухом не подойдет к кромке окна нагнетания, т. е. до соединения заполненной сжатым воздухом полости с выхлопным окном. Сжатие заканчивается, далее происходит выталкивание сжатого воздуха. в  Роторы имеют форму винтов с большим углом подъема и, как правило, разным числом зубьев (например, четыре — на ведущем и шесть — на ведомом). Частота вращения ведущего 2 ротора выше, чем ведомого 3 (обратно пропорционально числу зубьев). Ведущий ротор имеет выпуклые зубья, а ведомый—вогнутые.

 

 

9. Испытания компрессоров. Испытания компрессоров производятся для определения их характеристик в условиях эксплуатации и выяснения соответствия заводских данных фактическим, а также для выявления причин ухудшения их работы. Испытания производятся при установившихся режимах работы компрессоров. При этом замеряются производительность и потребляемая мощность двигателем компрессора, устанавливаются температурный режим и распределение давлении по ступеням.

Для определения производительности применяются методы измерения расхода сжатого воздуха на линии нагнетания (после воздухосборника) с помощью дроссельных диафрагм, воздухосборников и индикаторных диаграмм.

Давление и разность давлений измеряются манометрами и дифманометрами.

Рис.21.1. Схема индикатора (а) и индикаторная диаграмма (б):

цилиндр индикатора; 2 — поршень; 3 — пружина; 4 — цилиндр компрессора; 5 —

шток; 6 — планка с бумагой; 7 — рычаг; 8 — карандаш

 Обслуживание пневматических установок. Эксплуатация компрессорных станций заключается в пуске, остановке и контроле режима их работы. Запуск компрессора осуществляется в следующей последовательности: запуск насосов системы охлаждения и маслонасоса (если он имеет независимый привод), установка задвижек на трубопроводе на выхлоп, запуск приводного двигателя компрессора и далее подключение трубопровода для нормальной работы.

Во время работы компрессоров контролируются: температура воздуха и давление сжатого воздуха, масла в системе смазки, охлаждающей воды, температура подшипников и нагрузка приводного электродвигателя.

При эксплуатации поршневых компрессоров производятся периодические продувки воздухосборников и воздухоохладителей, масловодоотделителей, а также опроботывание предохранительных клапанов.

В процессе эксплуатации турбокомпрессоров продуваются про- межуточные холодильники -и проверяется исправность антипомпажного устройства. Перед остановом турбокомпрессора открывают выхлопную задвижку и прикрывают дроссельную заслонку на васе.

Для поддержания к. п. д. компрессоров на требуемом уровне необходима регулярная очистка их систем охлаждения от илистых отложений и накипи. Охлаждающие рубашки цилиндров поршневых компрессоров и трубки промежуточных холодильников очищаются от илистых отложений интенсивней промывкой водой при подаче небольшими порциями сжатого воздуха. Системы охлаждения от накипи очищаются обычно раствором ингибированной соляной кислоты НС1, которая, взаимодействуя с накипью, образует растворимый в воде хлористый кальций СаС1₂, воду и углекислый газ, способствующий разрыхлению оставшейся накипи, значительная часть которой удаляется при последующей промывке.

 Методика проектирования пневматической установки. Проектирование пневматической установки включает: определение основных параметров компрессорной станции (производительности и давления), выбор типа и числа компрессоров, их приводных двигателей, пусковой аппаратуры и аппаратуры автоматизации; составление схемы пневматической сети и ее расчет; технико-экономические расчеты основных показателей пневматической установки и горного предприятия.

Основой для проектирования служа г: планы горных работ количество, расположение, характеристики и режимы работы потри сжатого воздуха.

Производительность компрессорной станции Q_k.c с (м³/мин) рассчитывается исходя из удовлетворения потребностей в сжатом воздухе всех его потребителей, работающих в смену с наибольшим расходом воздуха, и компенсации утечек сжатого воздуха в сети:

                  (21.5)

где Q_п — расход сжатого воздуха потребителями;

Q_ут утечки сжатого воздуха в пневматической сети и в местах подключения потребителей;

 1,05÷1,1 —коэффициент запаса на неучтенные механизмы;

I — номер группы однотипных потребителей сжатого воздуха;

z — число групп потребителей; n_i — число потребителей в группе;

q_i — номинальный расход воздуха одним потребителем данной группы при непрерывной его работе;

 — коэффициент увеличения расхода сжатого воздуха потребителем в результате его износа, принимается для отбойных и бурильных молотков и поршневых двигателей равным 1,15,

{/spoilers}