CC BY
30
ИЗВЕСТИЯ УРАЛЬСКОЙ ГОСУДАРСТВЕННОЙ ГОРНО-ГЕОЛОГИЧЕСКОЙ АКАДЕМИИ
СЕРИЯ: ГОРНАЯ ЭЛЕКТРОМЕХАНИКА
Вып.12
I. ГОРНАЯ МЕХАНИКА
• лк 622. 44; 656. 342.071.8; 621. 512
Н.П. Косарев, С.А. Тимухин, С.В. Белов, В.С.Марущак
ЭНЕРГОСБЕРЕГАЮЩИЕ РЕЖИМЫ ЭКСПЛУАТАЦИИ РУДНИЧНЫХ
ТУРБОУСТАНОВОК
Одним из основных направлений энергосбережения на подземных горных предприятиях шляется обеспечение наиболее рациональных режимов эксплуатации крупного энергоемкого герношахтного оборудования, к которому относятся стационарные рудничные турбоустановки t вентиляторные, водоотливные и турбокомпрессорныс). Установленная мощность приводов г>дничных турбоустановок достигает 3,5 - 4,0 тыс. кВт при практически непрерывной их работе в тгчение суток и года. Отсюда очевидна экономическая целесообразность мероприятий, заправленных на улучшение, с точки зрения снижения энергопотребления при условии выполнения технологических требований, режимов эксплуатации данных установок. В настоящее время одной из причин, препятствующих реализации этого, является недостаточно обоснованная трактовка энергетики рудничных турбоустановок, согласно которой оценка энергетической эффективности режимов эксплуатации вентиляторных, насосных и турбокомпрессоры ых установок осуществляется по величине КПД непосредственно вентилятора, насоса или турбоком прсссора.
Последнее приводит на практике к недооценке роли внешних сетей турбоустановок как канализаторов гидравлической энергии. Следствием этого во многих случаях является повышение уровня энергопотребления турбоустановок, так как чем больше сопротивление сети, тем больше
значения мощности на зажимах сетевого двигателя привода установок {для большинства режимов работы, расположенных правее номинального значения подачи турбомашины).
На кафедре горной механики УГГГА предложен и обоснован новый подход к оценке энергетической эффективности режимов эксплуатации рудничных турбэустановок, основанный на комплексном рассмотрении системы турбомашина - сеть. Установлено, что снижение сопротивления сети, несмотря на снижение при этом КПД турбомашины, повышает энергетическую эффективность турбоустановки в целом за счет более значительного синхронного увеличения КПД сети. Подход обеспечивает объективную оценку энергетики турбоустановок, так как он учитывает потери энергии во всех элементах установок, включая их внешние сети, играющие значительную роль в энергопотреблении установок. В соответствии с ним и должны обосновываться наиболее энергосберегающие режимы эксплуатации главных вентиляторных, водоотливных и турбокомпрессорных установок шахт и рудников и разрабатываться соответствующие мероприятия по их реализации.
Несмотря на общую теорию, каждый вид рудничных турбоустановок имеет свои принципиальные отличительные особенности как с точки зрения конструктивных особенностей турбомашин, так и с точки зрения характеристик внешних сетей, на которые они работают. Принципиально важным при этом является наличие или отсутствие у внешней сети турбоустановки геодезической высоты нагнетания. В связи с вышеизложенным рассмотрим энергетическую сторону работы рудничных турбоустановок отдельно по каждому виду установок.
Главные вентиляторные установки (ГВУ). Общепринято в настоящее время рассматривать единый комплекс, какой представляет из себя главная вентиляторная установка, разделенным на две части: поверхностный подкомплекс, содержащий вентиляторы главного проветривания (ВГП), вентиляционные каналы, устройства переключения воздушной струи, электропривод, систему энергоснабжения, аппаратуру контроля и управления и др.; подземный подкомплекс, представляющий собой шахтную вентиляционную сеть (ШВС). Раздельное рассмотрение этих подкомплексов (неотъемлемых составных частей целостного объекта) приводит на практике к принципиально неверной трактовке энергетики главных вентиляторных установок, прямым следствием которой является стимулирование наиболее энергозатратных режимов эксплуатации установок. Дело в том, что оценка энергетической эффективности ГВУ в соответствии с принятым подходом осуществляется по величине средневзвешенного статического КПД ВГП в нормальной области его работы. Однако, как следует из анализа заводских экспериментальных аэродинамических характеристик ВГП, режимам работы вентиляторов с максимальным значением статического КПД соответствует максимальное энергопотребление установки в целом (максимальное значение мощности на зажимах сетевого двигателя электропривода). Объясняется это тем. что определение уровня энергетической эффективности ГВУ по величине статического КПД ВГП представляет собой попытку оценить всю установку только по турбомашинс (вентилятору) при полном игнорировании потерь энергии в сети.
Используя общепринятое в науке и технике понятие КПД системы, объекта, механизма и , т запишем в общем виде выражение для определения КПД ГВУ. г\у = т/,с 7]пр • т]5У • г\вс , где
I l-^-^iç.Tlsv уЧвс " КГ1Д электрической сети, электропривода, вентилятора (статический) и
■■■ ■ mi........... сети (6].
Потери в электрической сети и электроприводе сравнительно мало зависят от режимов ВГП в достаточно широком диапазоне их изменений и поэтому могут быть приняты как ные величины, TC.rjJc^Tjnp = const. Поэтому нахождение режимов работы вентиляторной
» обеспечивающих Цу - max, сводится к определению rjsy ■ rjB с = max. Анализ физики процесса перемещения воздушного потока по вентиляционной сети васт, что полезная гидравлическая мощность ВГП (численно равная Qe • Psv, где
- подача и статическое давление вентилятора) расходуется на преодоление сопротивления erat (потери мощности Qtu PSB с, где Ош , PSB с - количество воздуха, перемещаемое по сети, и кая составляющая депрессии сети) и на перемещение воздуха по сети (полезно уемая мощность QmPDBC, где PDBC • динамическая составляющая депрессии сети). При
следует отмстить специфику ГВУ, в которых, в отличие от других рудничных установок, только незначительная часть энергии полезно расходуется на перемещение уха по сети (на проветривание объектов горных работ), а остальная часть теряется, в ом, в вентиляционной сети. В среднем 50 - 60 % от всей энергии, потребляемой ГВУ из ической сети, приходится на долю сетей, что свидетельствует о их весьма высокой роли в энергетике ГВУ.
На рис.1 на примере ГВУ с ВГП ВЦ-25М (частота вращения 750 мин угол установки геезток входного направляющего аппарата 0на= 0°) приведены зависимости основных
энергетических показателей ГВУ. Если показатели r]sv и Tjgç относятся только к ВГП или аентиляционной сети, то энергия, потребляемая приводом вентилятора из электрической сети (с =ин подстанции) jVc , удельный расход этой энергии qc (6, 5) и rjy [6J, являются энергетическими
эоказателями ГВУ в целом.
Конечной целью ГВУ является обеспечение объектов горных работ достаточным количеством воздуха при наименьшем уровне энергопотребления, т. е. При А'с ; qc = min; rjy = max
Рассмотрим зависимости, приведенные на рис.1. Зависимость 7sc=/(C?) представляет собой кривую, выходящую из начала координат [4]. На начальном участке (примерно до номинального значения подачи вентилятора) она медленно возрастает, а затем, по мере более значительного снижения полной депрессии сети (статического давления вентилятора),
возрастание этой зависимости становится все более крутым, и своего максимального значения Пвс= 1 достигает в теоретическом (идеальном) режиме работы установки (точка О), в которой
Характер зависимости Т)у= / (2), в основном, определяется характером зависимости т}вс= / (О) (особенно на режимах правее
()н), так как темпы снижения Т]31, на ниспадающем участке кривой КПД вентилятора существенно ниже темпов возрастания т]вс на этом участке. Максимальное значение Т]х. достигается также в теоретическом режиме работы вентиляторной установки при минимальном значении Т]8У , в котором при
Пвс=1: Л у = Чхс 'Ппр'Пзу-
Анализ -зависимостей ; Цс- / (0)
(см рис.1) показывает, что параметры Ыс и для современных шахтных ВГП |3], снижаясь в
области низких давлений вентиляторов, соответствующих легкопровстриваемым вентиляционным сетям, достигают своих минимальных значений в теоретическом режиме работы ГВУ. Следовательно, соответствующий идеальной вентиляционной сети теоретический режим работы ГВУ является наивыгоднейшим с точки зрения минимизации энергопотребления и экономичности эксплуатации установок.
Сравним два режима работы рассматриваемой установки с вентилятором ВЦ-25М, один из которых считается наивыгоднейшим с принятой в настоящее время точки зрения, а другой -наивыгоднейшим в соответствии с предложенным подходом.
Параметры первого режима вентиляторной установки: г/вс = 0,006; 0,86; Г]у= 0,005;
Nc= 342 кВт: цс = 4,80 кВт/м3 - свидетельствуют о низком уровне его экономичности и
максимальном уровне энергопотребления. Параметры второго режима установки: Г]вс = 1,0; т]5У =
0,12; Т]у- 0,11; Ыс= 142 кВт; цс= 1,18 кВт/м3 - свидетельствуют о высоком уровне
экономичности и минимальном уровне энергопотребления. Конечно, второй режим нереален, но при соблюдении определенных условий к нему возможно приближение.
Сравнение режимов наглядно показывает, что любое снижение депрессии сети автоматически уменьшает энергопотребление и повышает экономичность эксплуатации ГВУ.
полная депрессия Рвс = РоВс при Р$вс=®-
40 2.0 0
Яс.*вт
400 303
1»» адов ■
о>.
ад.
о.
гоо юо
0.Ю
о.ов 0.06 0.0* см» о
ч 1 1
1 Ос
1 1
1 | П
7/
V /А
/ х
_ \
20 40 60 0у* г 0 1« ) ОуУЛ
Рис.1. Энергетические зависимости главных вентиляторных установок
вытекают направления дальнейшего снижения энергопотребления вентиляторными и главного и вспомогательного проветривания, основополагающим из которых должна разработка и реализация комплекса мероприятий по снижению общего еского сопротивления шахтных вентиляционных сетей. Этот комплекс должен широкий спектр задач: обоснование наиболее рациональных схем вскрытия, систем месторождений, принципов проектирования вентиляционных систем: увеличение горных выработок и облицовка их материалами, имеющими малые коэффициенты трения, е параллельных выработок, применение обтекаемых элементов крепи выработок и стволов и т. д.
Определенные резервы есть также и у ВГП, например, повышение их статического КПД на отличных от номинального, достигаемое струйным управлением обтеканием лопаток колес [2].
Необходимо пересмотреть также принципы выбора ВГП при проектировании ГВУ, их
ния, построения систем автоматизированного управления и др. Для обоснования границ рабочих областей ГВУ необходимо определить граничные подач ВГП (минимальный Отп и максимальный) в поле его аэродинамических истик.
Анализ зависимостей главных энергетических показателей вентиляторных установок ВЬ -Ясоднозначно свидетельствует, что чем с меньшим давлением работает ВГП, тем
■кжг уровень энергопотребления ГВУ и, следовательно, выше экономичность ее эксплуатации.
Однако снижение статического давления ВГП ниже определенного уровня может привести ■ яеуправляемости процессов общешачтного проветривания. Поэтому значения для каждой
давления вентилятора должны соответствовать минимально допускаемым, с точки зрения управляемости проветриванием, значениям статического давления вентилятора, т.е.
Р^ ж + Л, , где Н{ - депрессия естественной тяги и других источников тяги
^ромс рассматриваемого ВГП) в сети.
Таким образом, расположение нижней границы рабочей области ГВУ в поле гегулировочных графиков ВГП полностью зависит от свойств ШВС. Она не может быть задана однозначно и должна определяться в каждом конкретном случае исходя из условий ляционной системы рудника (линия 3 , рис.2).
Так как номинальный режим работы ВГП является своего рода рубежом, правее которого нается снижение уровня энергопотребления Ыс, сопровождаемое снижением удельного гопотреблення у становки <7С и более значительным возрастанием общего КПД установки, он *ожет быть принят как граничный, т. е. Qшл = Qн по каждой кривой давления (пиния 2, рис.2).
\
Из приведенной на рие.2 рабочей области ГВУ с вентилятором ВОД-21М (в сравнении с рабочей областью ВГП) видно, что она шире рабочей области вентилятора и смещена относительно последней вниз, в зону меньших давлений. Конечно, режимы, лежащие выше рабочей области установки, также реальны (при условии их устойчивости и
выполнении требований реверсивности), но они
Рис.2. К обоснованию рабочих областей главных
вентиляторных установок крайне энергозатраты, и их не следует
допускать. В любом случае нужно иметь в виду, что наиболее энергосберегающие режимы работы ГВУ расположены ниже рабочей области ВГП. Для этих режимов характерны также наибольшая устойчивость и однозначность работы ВГП, наиболее высокие значения коэффициента реверсивности (осевые машины) и наименьшие силовые нагрузки на статорную группу вентиляторов.
Главные насосные установки (ГНУ). Объективная оценка энергетической эффективности главных водоотливных (насосных) установок также невозможна без системного подхода к комплексам осушения разрабатываемых месторождений. В соответствии с таким подходом общий КПД водоотлизной установки горного предприятия
% = Л, • Лпр ' ' 1т, > (!)
где 1]н, 1]тр - КПД с001вс(сгвснн0 насоса и трубопроводного става установки.
Значение г\м легко может быть определено из технической характеристики насоса по фактическому режиму его работы. А для определения г\тр необходимо установление зависимости 1]т?- / (О) для каждой конкретной гидравлической схемы водоотливной установки.
Исходя из функциональной роли трубопроводных ставов (канализаторов гидравлической энергии) насосных установок горных предприятий, к полезной работе, совершаемой в них, следует отнести водоподъем и перемещение воды по ставам. Отсюда коэффициент полезного действия трубопроводного става
1Р.+Н.) (2)
(И,
где И. - геодезическая высота нагнетания; Н0 - динамический напор в тру бопроводном ставе; АИ - потери напора в трубопроводном ставе (трубопроводной сети).
Величиной всасывающего участка трубопроводного става ввиду его небольшой длины 1ем. Тогда выражение (2) после преобразований будет иметь вид
(ИГ.+«•(?») (3)
¿2. а1 - величины постоянные для конкретного состояния трубопроводного става; ()- расход через трубопроводный став, м3/ч. С учетом конфигурации и конструктивного устройства шахтной (карьерной) )водной сети водоотливных установок после преобразований:
а = 0,62-106 -^-л-2 -</4 ; / тР
1,62106-я /г2
в </и;>, внутренний диаметр и длина нагнетательного трубопроводного става; Я-
■осфициент гидравлического трения внутренних стенок нагнетательного трубопроводного става; - сумма коэффициентов местных сопротивлений става.
Выражение (3) показывает, что КПД трубопроводных ставов насосных установок горных зесшриятий не является величиной постоянной, а зависит От режимов эксплуатации установок, г г Чтр~ /(0)- Увеличение высоты водоподъема (Нг) повышает долю полезной работы в
трубопроводных ставах при одновременном росте в них потерь напора (АН тр).
На рис.3 в соответствии с уравнением (3) приведены расчетные 'зависимости Т]тр = /((?)
различных значений высоты водоподъема (Я.). Зависимости даны на примере типовой
яахтной водоотливной установки с насосами ЦНС-300 и не футерованным нагнетательным трубопроводным ставом с внутренним диаметром труб 203 мм и соответствующим количеством сасонных частей и арматуры. Из приведенных зависимостей следует, что с увеличением высоты водоподъема КПД трубопроводных ставов повышается. Минимальное значение КПД ■трубопроводного става будет иметь место при Нг = 0, т.е. в установках без водоподъема, так как полезная составляющая удельной энергии в них будет равна только величине динамического напора (Н0).
Для этого случая
После преобразований
\
/
у 9
/
Л00
200
МО 0,*г>/2
Рис.3. Энергетические зависимости насосных установок
Следовательно, при Н.= О КПД трубопроводных ставов не зависит от режимов эксплуатации насосных установок и является только функцией конфигурации и геометрических параметров ставов.
Для рассматриваемого примера значения КПД трубопроводного става при Нг =0 составляют: при /тр= 100 м - 6 %, а при 1тр= 1000 м-0,66%.
42
Характер зависимости Т)у = / ((>) (см.рис.3) определяется, главным образом, видом зависимости /7„=/(£?), так как значения 7/, и г\пр практически постоянны в рабочей области насосов, а г\трУ как это показано выше, имеет
незначительные колебания, особенно у насосных установок с большой высотой водоподъема.
Дтя рассматриваемого примера общий КПД насосной установки составляет: при Нг= 100 м (7,= 0,96; //„, = 0,92; ^=0,72; ^я=0,88) //, = 0,55;
при Н= 1000 м (= 0,96; //„,= 0,92; ;/„ = 0,72; /7т„=0,94) //, = 0,59.
Зависимость Т]у =/ (0) показывает, что рабочие области насосных установок практически совпадают с рабочими областями насосов, что обусловлено в первую очередь видом зависимости КПД трубопроводных ставов, имеющих Нг » 0 .
Таким образом, наиболее энергосберегающие режимы эксплуатации насосных установок соответствуют областям промышленного использования насосов.
Если оценивать степень энергетической эффективности насосных установок по их удельной энергоемкости, т.е. по зависимости Ц = N/0= {(О) (см. рис.3), то также приходим к аналогичному выводу, правда, с некоторыми его коррективами.
Действительно, исходя из вида зависимости q = /(0), полученной нами для всех типов шахтных центробежных насосов, следует, что наиболее энергосберегающие режимы эксплуатации насосных у становок располагаются в области промышленного использования насосов, однако не в левой, а в правой се части, где значения удельной мощности ц имеют свои минимальные значения при максимальном использовании технических возможностей насосов по подаче.
Сделанный вывод хорошо согласуется с техническими требованиями к эксплуатации центробежных насосов в части предупреждения возникновения кавитационных режимов компенсации осевых и поперечных усилий, возникающих в роторной группе насосов и др. Турбокомпрессорные установки (ТКУ). Системный подход к оценке энергетической шости рудничных турбокомпрессорных установок также предполагает учет потерь во всех составных элементах установок, в том числе в трубопроводах сжатого воздуха и жемниках. Аналогично главным вентиляторным и насосным установкам общий КПД фессорной установки:
л ГУ -Я*- Я». (V
- КПД пневмоприемников (прн большом числе разнотипных пневмоприемников, как это имеет место в практике горных предприятий, в расчет может быть принято 5шсннос значение этого параметра); г\тр~ КПД трубопровода сжатого воздуха (в общем
Р"Р где Р - средневзвешенное рабочее давление у пневмоприемников; А/> -тр Рпр + ЬРтр
[вешенные потери давления в трубопроводной сети на участке от компрессорной станции пневмоприемников); 7]к - КПД компрессора без учета возможной утилизации тепла, отводимого сжатого воздуха.
При рассмотрении турбокомпрессорных установок допускаются, на наш взгляд, »ленные неточности, обусловленные, главным образом, недостаточной изученностью мерностей изменения характеристик пневматических сетей турбокомпрессорных установок з зависимости от изменения режимов их работы. Характеристики пневматических сетей турбокомпрессорных установок представляются в виде парабол, выходящих из начата координат имеющих при нулевой подаче сравнительно небольшое значение давления для всех южных режимов работы турбокомпрессорных установок. В действительности же они зависят режима работы потребителей сжатого воздуха.
У потребителей сжатого воздуха при давлении, близком к атмосферному, характеристика магической сети приближается к характеристике сети вентиляционной установки (рис.4, гримя о) По мере уменьшения потребителями расхода воздуха давление яг» всей сети иозрастает, и ее характеристика все более приближается к характеристике сети насосной установки.
В области небольших расходов воздуха для любых по характеру потребления и конфигурации сетей давление на всех участках (в первую очередь магистральных) будет зыравниваться и одновременно возрастать.
Характеристика пневматической сети в этом случае будет приближаться к характеристике сети насосной установки с определенной геодезической высотой подачи. При этом у потребителей сжатого воздуха среднее давление как бы равно геодезической высоте подачи и отличается от нес тем, что она перемещается вдоль оси ординат в зависимости от давления в сети.
Рмпа
'ми//
Рис.4. К определению режимов эксплу атации турбоком прсссорных установок
При значительных расходах пнев-моприемниками сжатого воздуха характеристика пневматической сети будет иметь вид кривой I (см. рис.4), причем давление при нулевом расходе будет равно среднему значению давления у пневмоприемников Рср 1, а потери давления в сети - АР\.
Если расход сжатого воздуха потребителями уменьшается (например, при отключении части из них), то давление в сети повышается, так как производительность
-^г—-----1- компрессорной станции в этом случае больше,
"А ' "I —-----чем расход воздуха приемниками. Кроме того,
уменьшается скорость псрс-мсщсния газа в сети, а следовательно, снижаются потери давления ЛЯ2 • В этом случае характеристика
сети будет иметь вид кривой 2 (см. рис.4).
Таким образом, характеристики внешних сетей турбокомпрсссорных установок практически идентичны характеристикам сетей насосных установок и все выводы относительно их наиболее энергосберегающих режимов эксплуатации справедливы и для компрессорных установок, т.е. такие режимы практически совпадают с областями промышленного использования турбокомпрессоров.
Оценка энергетической эффективности турбокомпрсссорных установок по удельной мощности также показывает, что наиболее энергосберегающие режимы их работы располагаются в правой части характеристик.
Например, для установки с компрессором К - 250-61-1 значение qx = 7,5 кВт/м3 при QK =200 м3/мин и Pt = 1,1 МПа: qr = 5,1 кВт/м3 при О, = 280 м3/мин и Рк = 0.6 МПа. Следовательно, рекомендуемые на практике наиболее рациональные с точки зрения энергосбережения режимы эксплуатации турбокомпрсссорных установок должны соответствовать минимально допустимым, с точки зрения требований к пневмоприемникам, значениям давления на выходе из компрессоров. Отсюда становится очевидной значимость снижения объемных и гидравлических потерь в трубопроводных сетях компрессорных установок для реальной экономии электрической энергии, расходуемой на выработку сжатого воздуха.
Турбоустановки с совместным включением турбомашии. В практике эксплуатации стационарных рудничных турбоустановок зачастую используется совместное включение турбомашин на последовательную или параллельную работу. Такие установки представляют собой сложные электромеханические и аэродинамические комплексы, оценка энергетической
которых должна осуществляться только на основе системного подхода, что использование соответствующих обобщенных (интегральных) показателей. Одним из таких показателей является общий коэффициент полезного действия рудничной вки, позволяющий оценивать се как целостную систему. При этом процесс ления установок понимается как процесс преобразования электрической энергия в кую при подключении приводов турбоагрегатов к системам электроснабжения. Рассмотрим две принципиально отличающиеся схемы параллельного включения насосных шахтных водоотливных установок. Для одной из них общий поток энергии, ой от электроэнергосистемы (ЭЭС), распределяется по числу направлений, равному !* включенных насосных агрегатов (рис.5). При этом общая полезная гидравлическая потоков энергии
п _____
А/пг
п
I 1=1
(7)
ЛР,
н,
ГР,
п - число потоков энергии (число
ных насосных агрегатов); N т -гидравлическая мощность 1-го потока и.
Следовательно, общий КПД водо-
ной установки с параллельным вклю-м насосных агрегатов
Т
»2
ГР2
1 лр_ ГРп
*П2
АГпл
ЛР, нгО,
ЛР, Нг ТР
"П
1 /ТА. н„ Нп-Огг 1
"п
6
Чсу
(8)
»=1
ЛЬ ПР, в,
3 Т*
ЛР2
где Ny - мощность электрической сети (на
■ивах питающей электрической подстанции).
Согласно [ 1 ] мощность может быть ¡ыражена через мощности Ли и соответствующие им КПД отдельных направлений потоков энергии (цепи последовательно соединенных блоков) следующим образом:
щ п2
с — г», -
. з _ 1 — щ - — *г Г-! ТР — /7/7
ПР„
кп_
Рис.5. Схемы параллельного включения рудничных турбомашин: а.б - насосов; е - вентиляторов; г - компрессоров
Пп
где П\=П,- 7„,| • 7,1' Чтр; 72 = ' 71пр\• ' 7трг» и т.д.
Полезная гидравлическая мощность /' -го потока энергии водоотливной установки
(Ю)
где (2, - расход воды через /-й трубопроводный став; р - плотность шахтной воды.
С учетом (8), (9) и (10) общий коэффициент полезного действия водоотливной установки
Я
для схемы параллельного включения насосных агрегатов, работающих на раздельные трубопроводы (см. рис.5, а)
¿("г+яД-е, _ . (11)
П\ П2 Чп
Для схемы параллельного включения насосных агрегатов на общий трубопроводный став
(см.рис.5, б)
»10) =
П\ П2 Пп
„ , (12)
где Я,& - напор и подача / - го насоса; 77, = ■ 17^, • 77,,; ^ = ^ ' Т7„,2 • Т7и2 *г1*=71,' Ппрп • Пш, ■
Из формул (11) и (12) следует, что энергетическая эффективность насосных установок с параллельным включением насосов в значительной степени зависит от схемы их включения. Апробация формул на примере типовой водоотливной установки с тремя параллельно работающими насосами ЦНС - 300-120 (высота водоподъема 100 м, внутренний диаметр трубопроводных ставов 203 мм) показала, что общий КПД установки для схемы включения (см.рис.5, а) составляет 0,55, а для схемы включения (см.рис.5,б) - 0.38
Для оценки общего КПД многоступенчатой схемы водоотлива, состоящей из п последовательно соединенных насосных установок, может быть использована формула
п »=1
Формула (13) свиде1ельствует о существенном снижении энергетической эффективности шахтного водоотлива при переходе от одноступенчатой к многоступенчатым схемам.
В практике эксплуатации вентиляторов главного проветривания нередко используется их включение на параллельную работу (см.рис.5,в). Общий КПД главной вентиляторной установки при такой схеме включения вентиляторов
Поу =
в:
Чг
'Чвк 'Пшвс '
(14)
Аполезная гидравлическая мощность вентиляторов; 77 = 77, -т/^; ;/2 = //, -/7^,
- КПД вентиляционного канала и шахтной вентиляционной сети (8]. Общий КПД каскада вентиляционных агрегатов местного проветривания
п
Чоу =11е \\Т1э Чпрг ■ 7Ьу, >
(15)
Я=1
- КПД воздухопровода.
В практике эксплуатации стационарных компрессорных установок горных предприятий распространенной является схема параллельного включения компрессорных агрегатов общий трубопровод сжатого воздуха (см.рис.5,г). Отсюда общий КПД стационарной эрной установки
Поу =
2Х
«•I
• Пшр • Чпп
(16)
- полезная мощность / - го компрессора; г\тр; цт - КПД трубопровода сжатого воздуха и •иемников [81; 17, = • 17^ • ; 77, =;/, • т)прг • т]К2 ; = • • ,
т]кх- 7КПД компрессоров без учета возможности утилизации тепла, отводимого от сжатого воздуха [81.
Таким образом, оценка энергетической эффективности рудничных турбоустановок с совместным включением турбоагрегатов, выполненная с использованием предложенных формул, эсзволит учитывать все многообразие факторов, в том числе и схем совместного включения -гбоагрегатов, что целесообразно с точки зрения энергосбережения как на стадии проектирования или реконструкции установок, так и их эксплуатации.
Математические модели функционирования и оптимизации комплексов турбоустановок по критерию энергозатрат. Модели функционирования и оптимизации гудничных турбоустановок рассмотрим на примере комплексов главных водоотливных установок с включением в их состав в качестве подкомплексов также и водосборников.
Общим входом в такой комплекс является приток воды в водосборник 0 пр (/), изменяющийся как в течение суток, так и года.
Оптимизируемым параметром комплекса является подача насосной станции (одного или нескольких насосных агрегатов, включенных на параллельную работу) QHC (/), регулируемая в течение суток.
Состояние водосборника характеризуется переменным уровнем воды Н (/) или переменным количеством воды в нем S (/). При этом допускаемый нижний (Ян), верхний (Яв) и аварийный (НА) уровни приняты в условиях нашей задачи постоянными для конкретных состояний водосборника и всего комплекса в целом. Разность объемов водосборника, соответствующих аварийному и верхнему уровням воды, принята как резервная емкость водосборника.
Связь между уровнем воды Я (l) и ее количеством в водосборнике S (t) зависит от конфигурации и размеров водосборника. Она может быть установлена посредством квадратичной зависимости:
Я(г) = С0 +С, S(t) + C2 S(t)2, (17)
где С0; С/,- С2 - постоянные для конкретных состояний водосборника.
Разность между текущим (Я (/)) и нижним допускаемым уровнем (Я») воды в водосборнике:
ДЯ(0 = (С0 - Нн) + С, • S(t) + С2 • S(t)2 . (18)
Решение -угого ураннения относительно S(t) даст:
с„ч -сх±1ргх-*е,{С.-ни- АЯ(/)Г (19)
{ )и " 2-е,
при S(t)>0;S(l)H <S(t),<S(t)Af где S(t)H,S(t)A - количество воды в водосборнике, соответствующее нижнему и аварийному уровню.
Скорость изменения количества воды в водосборнике определяется разностью между подачей насосной станции (QnpU)) и притоком воды в водосборник (Qn/it)) > т.е.
(0-^(0 (20)
Отсюда текущая подача насосной станции:
CW0 = C?,(0+^ • <21>
Учитывая наличие в математической модели дифференциальных уравнений, необходимо задавать начальные условия (количество воды в начальный момент S=S(0) при 1=0).
С учетом (21) текущая мощность на шинах элсктроподстанции:
лг,(0«-» У11'
1000-3600-17^
р- плотность перекачиваемой воды; #м - напор насосов на стороне нагнетания; Т]^.- общий
I водоотливной установки (см. выше).
График изменения текущей мощности N,(/)в течение суток должен составляться с учетом
>вания наиболее эффективного суточного графика электрической нагрузки всего горного миггия, увязанного соответствующим образом с максимумами нагрузок в жергосистеме [8].
Таким образом, математическая модель функционирования комплекса главной гливной установки может быть составлена из зависимостей (17 - 22). Параметры состояния комплекса изменяются не только при переходе одного подкомплекса другому, но еще зависят от времени, поэтому для построения математической модели !зации необходимо использовать пространственно-временные модели. В качестве целевой функции может быть принят минимум суточных энергозатрат на туатацню комплекса, т.е.
24
Э = /Иэ (/)•<// -> шт» 0
#',(/) - энергетические затраты в единицу времени.
Из уравнений (21) и (22) следует, что мощность зависит от притока воды в
■иосборник и скорости изменения воды в нем. Отсюда требуется, используя в том числе и еэервную емкость водосборника, осуществление такого регулирования подачи насосной станции течение суток, при котором удовлетворяются зависимости модели функционирования (17) - (22) ! целевая функция (23) достигает своего минимального значения.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебн. дтя вузов. - 4-е изд., псрсраб. и доп. -М.: Наука, 1998.-640 с.
2. Бабак Г.А., Макаров В.Н. Повышение экономичности вентиляторов струйным управлением эттеканием лопаток рабочих колес // Повышение эффективности и эксплуатационной надежности шахтных стационарных установок. - М.: Недра. 1983. - С.З -18.
3. Вентиляторы главного и местного проветривания / Отраслевой каталог 20 - 90 - 05. -М..ЦНИТЭИтяжмаш, 1990. -С.62.
4. Тимухнн С.А. Обоснование рабочих областей главных вентиляторных установок // Изв. вузов. Горный журнал. - 1996. - №6. - С. 110 -115.
5. Тн.чухни С.А. Оценка экономичности работы главных вентиляторных установок по удельной мощности // Изв. вузов. Горный журнал. - 1984. - Х?4. - С.79 - 82.
6. Тимухин С.А. Показатели эффективности эксплуатации главных вентиляторных установок // Изв. вузов. Горный журнал. -1981. - №11. - С.99 - 102.
7. Хронусов Г.С. Комплексы потребителей - регуляторов мощности на горнорудных предприятиях. -М.: Недра. 1989.-200 с.
8. Цейтлин Ю.А., Мурзин В.А. Пневматические установки шахт. - М : Недра, 1985. - 351 с.
УДК 621.51
П.П. Фролов, Ю.Н. Миняев, В.Т. Дмитриев
ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ ПРИ ПРОИЗВОДСТВЕ И ТРАНСПОРТИРОВАНИИ СЖАТОГО ВОЗДУХА
В горнодобывающей промышленности наряду с электрической энергией широко используется пневматическая энергия, или энергия сжатого воздуха.
Сжатый воздух как источник энергии применяется на шахтах и рудниках для приведения в действие бурильных, буросбоечных, добычных проходческих, погрузочных машин, вентиляторов местного проветривания, насосов, а также в эрлифтных установках при откачке воды и пульпы.
Кроме того, сжатый воздух находит применение для пневмозакладки горных выработок, приведения в действие толкателей, стопоров, затворов и других устройств.
Такое широкое применение пневматической энергии обусловлено высокой степенью безопасности пневматического оборудования, что особенно важно для шахт, опасных по газу или пыли, где применение электрической энергии при подземной разработке полезных ископаемых является опасным, так как возможны внезапные выбросы угля и газа.
Но вместе с тем пневматическая энергия имеет ряд серьезных недостатков. Один из основных - это высокая стоимость энергии. Это объясняется прежде всего большими потерями в самих компрессорах, т.е. при производстве сжатого воздуха.
При этом рудничные компрессорные установки являются наиболее энергоемким оборудованием. Их удельный вес в электропотреблении горных предприятий с подземным способом добычи полезного ископаемого составляет значительную долю, особенно для рудных шахт.
Транспортирование сжатого воздуха от компрессорной станции до шахтных пневмоприемников осуществляется по сложным, длинным и разветвленным трубопроводам. При этом происходят значительные энергетические потери за счет гидравлических сопротивлений,
