CC BY
72
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
УДК 622.532
АНАЛИЗ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАЗГРУЗОЧНЫХ УСТРОЙСТВ ШАХТНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ СЕКЦИОННЫХ НАСОСОВ
Долганов А. В., Ислентьев А. О., Чураков Е. О., Торопов Э. Ю.
В статье рассмотрены вопросы эффективности разгрузочных устройств секционных центробежных насосов. Дана количественная оценка объемных и механических потерь, а также объемного и механического КПД в зависимости от ширины щели в разгрузочном устройстве секционного насоса ЦНСГ 850-240.. .960. Предложены мероприятия по улучшению работы этих устройств.
Ключевые слова: насос; разгрузочное устройство; оценка; потери; КПД; мероприятия.
Тематике разгрузочных устройств шахтных центробежных секционных насосов посвящено достаточно большое число работ [1-7], однако некоторые аспекты этой тематики не получили еще должного освещения. Одним из них является количественная оценка потерь энергии в разгрузочных устройствах, характерных для некоторых насосов типа ЦНС.
Прежде всего следует отметить, что осевая сила насосов при износе уплотнений рабочих колес может возрасти в 2-7 раз (экспериментально доказано) в то время, как несущая способность разгрузочного устройства в
значительно меньшей степени (по некоторым данным не более 30-40 %) может превышать начальную расчетную осевую силу. По этой причине зачастую происходит нарушение функционирования разгрузочного устройства в гидростатическом режиме, и зазор в нем снижается до нуля, что означает на практике механический контакт и соответствующее ему механическое трение.
Негативное воздействие на работу разгрузочных устройств вносит также перекос рабочей поверхности разгрузочного диска по отношению к поверхности разгрузочного диска (см. рис. 1).
Для нормальной разгрузки необходи- стями разгрузочного узла. Тогда поток жид-мо обеспечить равный по окружности зазор кости, под давлением И2 направляющийся из между подвижной и неподвижной поверхно- разгрузочной камеры по поверхностям диска
№ 2(34), 2014
31
и кольца к их периферийной части, способен создать сплошную смазочную пленку, равномерно разделяющую подвижную и неподвижную части.
На практике, как правило, сопряжённые детали разгрузочного устройства устанавливаются с перекосом относительно друг друга (величина отклонения может достигать 0,030,2 мм). Таким образом, во всех режимах работы имеет место механическое контактирование: в зоне трения возникают значительные контактные давления, превышающие предельные напряжения разрушения материала деталей, что приводит к их интенсивному изнашиванию.
Применение триботехнически несовместимых материалов сопряжённых деталей оказывает свое негативное воздействие. Используемая для деталей разгрузочного устройства сталь 40Х13 имеет повышенные физико-механические свойства и износостойкость в условиях кавитационного, коррозионного и гидроабразивного изнашивания. Но при механическом контакте сопряжённых поверхностей рабочих органов, выполненных из одинаковых материалов, процесс фрикционного взаимодействия сопровождается схватыванием и задиром, термическим растрескиванием и глубинным вырыванием приповерхностного слоя.
Потери мощности в разгрузочном устройстве складываются из объемных потерь и потерь на трение. Для нормального функционирования узла разгрузки нужно обеспечить протечку жидкости через щелевые каналы в объеме не менее 4-6 % подачи насоса, что значительно снижает экономичность и препятствует повышению энергетических характеристик насоса.
Потери на трение значительно возрастают при увеличенных перекосах сопряженных поверхностей, при уменьшении торцевого зазора b1, вследствие роста осевого усилия и при контакте деталей.
Работа насоса вне рабочей части напорной характеристики, в переходных режимах и при кавитации сопровождается значительными осевыми колебаниями ротора, амплитуда
которых соизмерима либо превышает величину торцевого зазора между диском и кольцом. Поэтому во всех неустойчивых режимах работы насоса дополнительно проявляется изнашивание, обусловленное действием интенсивных ударных нагрузок.
При энергетической оценке энергопотерь в гидравлическом разгрузочном устройстве секционного насоса следует отдельно рассмотреть объёмные потери N и потери на трение N
Потери мощности на трение складываются из потерь в кольцевой и торцевой щелях, а также потерь дискового трения по обе стороны разгрузочного диска. С учетом того, что все детали работают в жидкостном режиме трения, а величина NT является существенно меньшей N минимум суммарных потерь мощности (N = N + N Вт) в гидравлическом разгрузочном устройстве реализуется при минимально допустимой величине торцевого зазора b
В реальных условиях из-за перекоса рабочих поверхностей, обусловленного неточностью изготовления и сборки, практически на всех режимах работы насоса существует зона, в которой жидкостная плёнка разрушена и есть механический контакт рабочих поверхностей. Взаимодействие дисков происходит в условиях граничной смазки, что увеличивает потери мощности на трение.
Величина N, так же как и N, зависит от зазора b1, причем с уменьшением зазора N растет, а N снижается. Поэтому существует такое значение b которому соответствует минимум суммарных потерь мощности. Оно может быть определено для каждого типа насоса.
Выполним намеченные выше расчеты на примере насоса ЦНСГ 850-240...960 и рассмотрим различные виды потерь в разгрузочном устройстве в функции величины b варьируемое значение которой примем в диапазоне (0,0008.0,0012) * ЛД, где ЯД - радиус разгрузочного диска (табл. 1, 2, рис. 2, 3).
Так как длина торцевой щели Нщ слабо влияет на экономичность разгрузочного устройства, а потери дискового трения по обе стороны разгрузочного диска составляют незначительную долю от величины N и N то в расчетах ими пренебрегаем.
32
Известия Уральского государственного горного университета
Итак, проведенный анализ эффективности разгрузочных устройств секционных насосов показывает значительное снижение их меха-
нического и объемного КПД по причине неудовлетворительной работы устройств и их конструктивного несовершенства (табл. 3, рис. 4).
Таблица 1
Расчет объемных потерь
bx, мм 0,208 0,234 0,26 0,286 0,312
й 0,324 0,341 0,357 0,372 0,386
q, м3/с 0,0082 0,0097 0,01127 0,0129 0,0146
q, м3/ч 29,4 35 40,6 46,5 52,6
бт % 3,5 4,1 4,8 5,5 6,2
N0, Вт 44005 52128 60628 69396 78541
NH, % 2,2 2,6 3 3,5 3,9
Что касается надежности и долговечности разгрузочных устройств, то хорошо известно из практики эксплуатации насосов, что наработка устройств до отказа (до замены дисков и
колец) составляет в среднем величину порядка 120-150 ч., то есть примерно четыре полных замены устройств приходится на один плановый текущий ремонт насоса. Поэтому для по-
Таблица 2
Расчет потерь мощности
bj, мм 0,208 0,234 0,26 0,286 0,312
N0, Вт 44005 52128 60628 69396 78541
NT1, Вт 321 220 155 111 84
NT2, Вт 65909 - - - -
Ne, Вт 110235 52348 60783 69507 78625
N„, % 5,5 2,62 3,04 3,48 3,93
вышения эффективности функционирования насосных агрегатов могут быть предложены к реализации следующие конструктивные и технологические мероприятия:
- ограничение роста осевой силы в процессе эксплуатации путем создания высоко износостойких к различным видам изнашивания щелевых уплотнений рабочих колес;
Рис. 2. Зависимости объёмных потерь в разгрузочном устройстве насоса ЦНСГ-850-240...960
- проектирование разгрузочных устройств с увеличенным запасом по несущей способности;
- создание конструкции разгрузочного
устройства, рабочие элементы которого имеют возможность автоматически адаптироваться к перекосам и осевым биениям;
№ 2(34), 2014
33
- разработка устройств, длительно обеспечивающих высокие эксплуатационные характеристики за счет компенсирующих износ элементов;
- рациональный подбор материалов для
рабочих органов (наиболее перспективны сочетания пар трения: термообработанная коррозионностойкая сталь-эластомер; химико-термически обработанная углеродистая
N, кВт
Рис. 3. Суммарные потери мощности с учетом потерь на трение диска о кольцо
сталь-эластомер);
- соблюдение правил эксплуатации насоса (работа в области промышленного использования).
Таблица 3
Оценка значений КПД
hv мм 0,208 0,234 0,26 0,286 0,312
КПДоб 0,9654 0,9588 0,9522 0,9453 0,9381
КПДмех 0,9449 0,9738 0,9696 0,9652 0,9607
КПДобщ 0,9150 0,9344 0,9241 0,9135 0,9026
сировалась бы наиболее простым и эффективным способом - симметричным расположением на валу рабочих колес и применением рабочих колес двустороннего всасывания. Работы в этом направлении выполняются в настоящее время на кафедре горной механи-
Однако самым рациональным мероприятием был бы перевод производства шахтных секционных насосов по другим гидравлическим схемам, в которых осевая сила компен-
КПД
Рис. 4. Оценка объемного и механического КПД в зависимости от ширины щели
ки Уральского государственного горного университета.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИИ СПИСОК
1. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы: 2-е изд., перераб. и доп. Л.: Машиностроение, 1966. 364 с.
2. Носырев Б. А. Насосные установки горных предприятий: учеб. пособие. Екатеринбург: УГГГА, 1997. 162 с.
3. Паламарчук Н. В., Тимохин Ю. В. Повышение эффективности работы гидравлического разгрузочного устройства шахтных насосов // Теоретические и эксплуатационные проблемы шахтных стационарных установок: сб. науч. труд. ВНИИГМ им. М. М. Федорова. Донецк, 1986. С. 153-157.
4. Попов В. М. Водоотливные установки: Справочное пособие. М.: Недра, 1990. 254 с.
5. Стационарные установки шахт / под ред. Б. Ф. Братченко. М.: Недра, 1977. 440 с.
6. Тимохин Ю. В., Паламарчук Н. В. Выбор оптимальных конструктивных размеров гидравлического разгрузочного устройства шахтного насоса с учетом энергетических потерь // Стационарное оборудование шахт: сб. науч.
34
Известия Уральского государственного горного университета
труд. ВНИИГМ им. М. М. Фёдорова. Донецк. 1987. С. 144-122.
7. Тимохин Ю. В. Исследование и совершенствование гидравлических разгрузочных устройств шахтных центробежных насосов: автореф. дис. ... канд. техн. наук. М.: ВЗПИ, 1990. 15 с.
Поступила в редакцию 10 апреля 2014 г.
Долганов Алексей Владимирович - кандидат технических наук, доцент кафедры горной механики. 620144, г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30, Уральский государственный горный университет.
Ислентьев Александр Олегович - студент 4 курса. 620144, г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30, Уральский государственный горный университет. E-mail: alexislentyev@mail.ru Торопов Эдуард Юрьевич - студент 4 курса. 620144, г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30, Уральский государственный горный университет. E-mail: edtoropov@mail.ru Чураков Евгений Олегович - студент 4 курса. 620144, г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30,Уральский государственный горный университет. E-mail: tschurakov.102.evgeniy@mail.ru
№ 2(34), 2014
35
