CC BY
24ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ИССЛЕДОВАНИЕ ОПТИМАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЛОПАСТИ РАБОЧЕГО КОЛЕСА НАСОСНОГО
ОБОРУДОВАНИЯ
1 2 Атакулов Л.Н. , Каюмов У.Э.
'г /*. £ Т
1Атакулов Лазизжон Нематович - доктор технических наук,
доцент;
2Каюмов Умиджон Эркинович - ассистент, кафедра горной электромеханики, горный факультет, Навоийский государственный горный институт, г. Навои, Республика Узбекистан
Гидравлический транспорт на предприятиях горной промышленности является важным звеном технологического процесса добычи и переработки минерального сырья. Этот вид транспорта оправдал себя в качестве экономичного и эффективного транспортирования, а эксплуатируемые в настоящие время гидротранспортные системы являются конкурентоспособными в сравнении с другими способами транспортирования. Они обеспечивает переносить насыпных материалов без перегрузки по трассам сложного профиля и большой протяженности [7].
Сведение по аварийным ситуациям на пульпо-насосных станциях в системе гидротранспорта «Цех по ремонту горного и технологического оборудования» ПО НМЗ г. Навои приведены в таблице 1.
Таблица 1. Аварийные ситуации по цеху ремонт горного и технологического оборудования» ПО НМЗ г. Навои
№ п.п. Аварийные ситуации на пульпо-насосных станциях Доля участия в общем числе отказов, %
1 Рабочее колесо 43
2 Разрыв или протечка на пульпопроводе внутри ПНС 24
3 Остановка электродвигателя насоса или самого насоса 20
4 Отказ подачи масла в насос и электродвигатель 12
5 Другие причины 2
Итого 100
Приведенные данные в таблице 1 показывают, что самым напряженным узлом грунтовых насосов является рабочее колесо.[3; 4; 5].
Основной причиной отказов грунтовых насосов (до 75%) является гидроабразивный износ основных деталей - рабочих колес, корпусов, передних крышек [2].
В работе исследовано влияние параметров рабочего колеса на входе и выходе, при этом выбор размеры расчетных углов лопаток и значения параметров выбираются исследователем по формулам для насоса с параметрами, например: подача насоса @ = 400 м /ч, напор Н = 32 м и частота вращения п = 2000 об/мин.
На рис. 1 приведено установка угла лопатки рабочее колесо на выходе а — Дл2 — 58,18°, б — Дл2 — 50,1°, в — Дл2 = 90°, г — 0л2 = 121,24°.
при угле лопаток: а — Дл2 = 5 8, 1 8 0 , б — Дл2 = 5 0 , 1 0 , в — (Зл2 = 9 0 0, г — Д 2 = 1 2 1 , 2 4 0
Рис. 1. Рабочие колеса
Расчёты рассмотрены на программном комплексе Ansys, каторая позволяет определить оптимальность выбор угла установки лопаток, учитывая давление на входе и на выходе. В расчетах учтены угол установки лопаток от 900 до максимального искривления и получено полная давления Pt (рис. 2) и статические давление при скорости рабочего колеса (рис. 3).
При угле поворота лопасти Дл2 = 5 8, 1 80 и в скорости v=544 м/с максимальное давление на рабочем колесе достигается Pt=450000 Ра (где цвет красный, рис.2,а), начинается изнашивание, снижается срок натработки рабочего колеса. Лопасть рабочего колесо при угле Дл 2 = 5 0 , 1 0 в скорости у=544 м/с, максимальное давление получает
Pt=360000 Ра (рис.2,б), то есть давление на рабочего колеса уменьшено (сравнительно с рис.2,а) и где цвет красный показывает положение перехода на износ лапы рабочего колеса то же уменьшается. Давление при угле Рл2 = 90° рис.2, в при одинаковой скорости влияние давление на лопасть огромный, 700000 Ра и при угле Дл2 = 121,24° (рис.2, в) ещё больше давление влияет на лопасть рабочего колесо, что приведёт к быстрому изнашиванию лопасти рабочего колесо насосной установки.
—
при угле лопаток: а — @л2 = 58,18°, б — @л2 = 50,1° в — @л2 = 90°
г Рл2 = 121,24°
Рис. 2. Полное давление на рабочем колесе
7
При расчете рабочего колеса с изменением угла лопаток на выходе изменяется Ps статическое давление, рис. 3. Отсюда видно, что сравнение статических давлений на рабочем колесе самым минимальным является где угол установки лопасти л , равняется к 300000 Ра, а остальные
360000 Ра, и 400000 Ра.
При расчете рабочего колеса с изменением угла лопаток на выходе изменяется Ps статическое давление, рис. 3. Отсюда видно, что сравнение статических давлений на рабочем колесе самым минимальным является где угол установки лопасти л , равняется к 300000 Ра, а остальные
360000 Ра, и 400000 Ра.
при угле лопаток: а — Дл2 = 58,18°, б — Дл2 = 50,1° в — Дл2 =
90°, г — 0л2 = 121,24°
Рис. 3. Статическое давление на рабочем колесе
при угле лопаток: а л , б л в л
9 0 г —Дл2 = 1 2 1 , 2 4 0
Рис. 3. Статическое и полное давление
В отдельных случаях, когда требуется большой напор, угол Дл 2 может выбираться до Дл 2 > 9 0 0 при этом снижается к.п.д. колеса. Применение больших углов л ограничивается также увеличением потерь в отводящих диффузорных устройствах, так как при этом доля динамического напора, преобразуемого в этих устройствах статическое давление сильно возрастает (рис.3).
Таким образом, исследованный угол изменение лопасти рабочего колеса показывает, что используемый вариант установки угла лопасти на выходе л2 = 5 8, 1 80 уступает по всей исследуемой направлении на угол установленного лопасти на выходе л .
Список литературы
1. Александров В.И. Расчет системы гидротранспорта хвостов обогащения железной руды на Качканарском ГОКе по результатам экспериментов. Сборник докладов 13-й Международной конференции «Транспорт и седиментация твердых частиц». Тбилиси, 2006. С. 250-263.
2. Александров В.И. Надежность и экологическая безопасность систем гидротранспорта // Обогащение руд, 1996. № 5-6. С. 42.
3. Александров В.И. Снижение удельной энергоемкости гидротранспортных комплексов // Горные машины и автоматика, 2004. № 6. 16-17 с.
4. Александров В.И., Каненков В.В. Потери напора и критическая скорость по результатам экспериментов на Качканарском ГОКе. Горные машины и электромеханика. № 6, 2006. С. 32-37.
5. Баранов Ю.Д., Блюс Б.А., Семененко Е.В., Шурыгин В.Д. Обоснование параметров и режимов работы систем гидротранспорта горных предприятий Институт геотехнической механики имени Н.С. Полякова, Днепропетровск, 2006. 416 с.
6. Иванова Т.Д. Исследование и совершенствование грунтовых насосов, перекачивающих рудные хвосты обогатительных фабрик (на примере Магнитогорского металлургического комбината). Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. Л., 1981. 28 с.
7. Заверткин П.С. Повышение ресурса грунтовых насосов снижением интенсивности гидроабразивного изнашивания их элементов в системах гидротранспорта хвостов обогащения. Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. СПб, 2009. 115 с.
8. Зарипов А.Х. Оценка энергетической эффективности работы водоотливных установок и систем подачи сжатого воздуха // Изв. вузов. Горный журнал, 2010. № 4. С. 74-77.
9. Зотов Б.Н. Программа расчета ожидаемых энергетических характеристик центробежных насосов // ECOPUMP-RUS. Москва, 2016. С. 15-19.
10. Меньшиков С.С. Повышение эффективности эксплуатации грунтовых насосов в условиях гидроабразивного износа. Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. Санкт-Петербург, 2014. 148 с.
11. CFD - BladeGen, Version 3.2 (2000). Users's Guide, AEA Technology Engineering Software Inc.
12. CFX - TurboGrid, Version 1.5, 2000. Software Documentation, User Manual, AEA Technology Engineering Software, Ltd.
13. Nowack O., 2000. Private Communication, Ritz Pumpen GmbH & Co. KG, Schwabisch Gmund.
