Стационарные машины и установки: Учебное пособие

Федеральное агентство по образованию Дальневосточный государственный технический университет (ДВПИ им. В.В. Куйбышева)

Л.Г. Дроздова

СТАЦИОНАРНЫЕ МАШИНЫ И УСТАНОВКИ

Рекомендовано Дальневосточным региональным учебно-методическим центром в качестве учебного пособия для студентов специальностей 150402 «Горные машины и оборудование», 130403 «Открытые горные работы», 130404 «Подземная разработка месторождений полезных ископаемых», 130405 «Обогащение полезных ископаемых», 130406 «Шахтное подземное строительство» вузов региона

Владивосток 2007

УДК 622.002.5.001.2 Д 75 Дроздова, Л.Г. Стационарные машины: учеб. пособие. – Владивосток: Изд-во ДВГТУ, 2007. – 157 с.

В пособии рассматриваются вопросы проектирования подъемных установок шахт и рудников, водоотливных и вентиляторных установок, компрессорных станций. Приведены справочные данные по выбору механического и электрооборудования вышеперечисленных установок. Предназначено для студентов горных специальностей.

Рецензенты: А.И. Агошков, генеральный директор научно-производ-ственного проектно-конструкторского объединения «Экогеопроект», д-р техн. наук, профессор; А.К. Витюк, главный инженер ОАО «ДальВостНИИпроектуголь», канд. техн. наук; А.В. Жуков, зам. директора по НР ИЭУ ДВГТУ, д-р техн. наук, профессор.

Печатается с оригинал-макета, подготовленного автором

© Л.Г. Дроздова, 2007 © ДВГТУ, изд-во ДВГТУ, 2007

ISBN

2

Предисловие Проводимые реформы системы образования выдвигают на первый план усиление самостоятельной работы студентов. Хорошее знание теории конструкции стационарных машин не может быть гарантией правильного решения практических вопросов, поэтому решение задач по проектированию стационарных машин и установок способствует формированию у студентов логического мышления, лучшему пониманию теории и установлению связи с практикой. Развитие этого направления в обучении требует создания соответствующей учебной литературы. Основными учебниками для студентов специальности 150402 «Горные машины и оборудование» являются книги, подготовленные большим коллективом московских профессоров под редакцией Н.Г. Картавого, А.П. Гришко. В предлагаемом учебном пособии приведены задачи проектирования по основным разделам стационарных установок – дисциплины, изучающей сложные, дорогостоящие и энергоёмкие вентиляторные, пневматические, водоотливные и подъёмные установки без которых невозможна эффективная добыча полезных ископаемых. В век компьютерных технологий все приведённые в пособии задачи могут быть решены на персональном компьютере. Примеры решения приведены после каждой соответствующей главы. Решение вышеизложенных задач позволит повысить уровень теоретической и профессиональной подготовки будущих специалистов.

3

Введение Среди установок, от которых зависит надёжность, безопасность и эффективность работы горного предприятия, одно из главных мест принадлежит стационарным машинам и установкам. Они характеризуются сложностью конструкций и большой энергоёмкостью (на их долю приходится до 70% всей потребляемой на горном предприятии энергии) и представляют собой комплексы энергомеханического оборудования, предназначенного для подъёма полезного ископаемого и пустых пород на поверхность, подъёма и спуска людей, материалов, оборудования (подъёмные установки); осушения месторождений полезных ископаемых и откачки воды из горных выработок на поверхность (водоотливные установки); искусственного проветривания горных выработок и создания нормальных атмосферных условий на горном предприятии (вентиляторные установки); получения пневматической энергии – энергии сжатого воздуха, используемой при работе горных комбайнов, отбойных и бурильных молотков, лебёдок, вентиляторов местного проветривания, участковых насосов и др. (компрессорные установки). История создания и развития стационарных машин и установок взаимосвязана с развитием горного дела, и одним из первых учёных посвятивших горному и горнозаводскому промыслу свои работы был М.В. Ломоносов. В 1754 г. членом русской Академии наук Л. Эйлером было выведено основное уравнение центробежного колеса, имевшее большое значение в развитии турбомашин. В 1832 г. горный инженер А.А. Саблуков (1783 – 1857 гг.) изобрёл и применил на Чагирском медном и серебряном руднике (Алтай) центробежный вентилятор, а в 1835 г. – центробежный насос. В ΧΙΧ веке профессорами Петербургского горного института А.И. Узатисом (1814 – 1875 гг.), П.А. Олышевым (1817 – 1896 гг.), И.А. Тиме (1838 – 1920 гг.) и другими были разработаны основные положения горной механики как науки. Благодаря работам академиков М.М. Федорова (1867 – 1945 гг.) и А.П. Германа (1874 – 1954 гг.) были созданы теоретические основы всех разделов горной механики (вентиляторных, водоотливных, пневматических и подъёмных установок), получившие дальнейшее развитие в трудах чл.– кор. АН СССР А.С. Ильичева (1898 – 1952 гг.), акад. В.С. Пака (1888 – 1965 гг.), проф. В.Б. Уманского (1905 – 1947 гг.), проф. Г.М. Еланчика и др. На основе вихревой теории крыла Н.Е.Жуковского (1847 – 1921 гг.) советские учёные ЦАГИ создали теорию осевых вентиляторов и рациональную конструкцию их. В конструировании надёжных центробежных насосов большую роль сыграли труды акад. Г.Ф. Проскуры, разработавшего вихревую теорию центробежных насосов, которая явилась дальнейшим развитием вихревой теории крыла Н.Е. Жуковского. 4

На основе теории пневматических установок, в которую внёс большой вклад проф. А.С. Ильичев, созданы надёжные конструкции поршневых и центробежных компрессоров. Для развития теории шахтных подъёмных установок большое значение имело выведенное в 1913 г. акад. М.М. Федоровым основное динамическое уравнение подъёмных систем, которое явилось аналитической основой при проектировании подъёмных установок. В 1925 – 1930 гг. были проведены исследования по нахождению наивыгоднейшего режима работы подъёмной машины, благодаря которым стало возможным провести типизацию и стандартизацию подъёмного оборудования. Позже решались важные вопросы об аппаратуре управления и защиты, об автоматизации управления подъёмными машинами, над которыми работали горняки, электрики и машиностроители. Достигнутые успехи в области стационарных установок являются результатом коллективного творчества научно – исследовательских и проектных институтов – ЦАГИ им. Н.Е. Жуковского, ИГМ и ТК им. М.М. Федорова, ВНИИГидромаш, ЛенНИИхиммаш, Донгипрошахт, Гипроуглемаш, Гипронисэлектрошахт – и машиностроительных заводов.

5

Раздел 1 КАНАТНЫЕ ПОДЪЁМНЫЕ УСТАНОВКИ

Назначение, классификация подъемных установок

и

устройство

Основы проектирование шахтных подъемных установок Задачи и примеры расчета механического оборудования подъемных установок

6

Глава 1. НАЗНАЧЕНИЕ, КЛАССИФИКАЦИЯ И УСТРОЙСТВО ПОДЪЁМНЫХ УСТАНОВОК 1.1. Назначение подъёмных установок Подъемные установки предназначены для выдачи на поверхность добываемого угля и получаемой при проходке горных выработок породы, быстрого и безопасного спуска и подъема людей, транспортирования крепежного леса, горно-шахтного оборудования и материалов. При помощи подъемной установки производятся также осмотр и ремонт армировки и крепления ствола шахты. На крупных шахтах, как правило, имеются две – три действующие подъемные установки, и каждая из них предназначена для определенных целей (выдачи угля, спуска-подъема людей, выдачи породы и т. д.), а не является резервом другой. От надежной, бесперебойной и производительной работы шахтного подъема зависит ритмичная работа всей шахты в целом, поэтому к подъемным установкам (из всего комплекса электромеханического оборудования шахты) предъявляют особые требования в отношении надежности и безопасности работы. Подъемные машины являются наиболее мощными из всего стационарного оборудования на шахте. Мощность электропривода подъемной машины достигает 1000 кВт, а крупных – 2000 кВт и выше. Электропривод подъемных установок потребляет до 40% всей электроэнергии, расходуемой шахтой. Скорость движения подъемных сосудов в стволе достигает 15 – 20 м/сек (54 – 72 км/час), т. е. близка к скорости движения железнодорожных составов. Так как такая скорость развивается на коротких расстояниях (равных длине шахтного ствола), подъемные машины должны иметь надежное управление и безотказно действующие тормозные устройства. 1.2. Классификация подъёмных установок Общее устройство основного оборудования подъемных установок и конструкция входящих в ее состав элементов весьма многообразны, что определяется в первую очередь разнообразием горно-технических условий, в которых функционируют подъемные установки, а также многообразием конкретных функций, которые на них возлагаются. Среди последних особо выделяют характер поднимаемых и опускаемых шахтных грузов. Второй фактор, определяющий разнообразие конструкций подъемных установок, связан с их основной эксплуатационной особенностью – цикличностью действия. Причем указанная цикличность является особой и характеризуется малой длительностью рабочего цикла, когда паузы между движениями соизмеримы с длительностью движения, а в общей продолжительности движения существенную долю занимают периоды неустановившихся движений, связанных с разгоном и остановом подъемной системы.

7

При таком режиме работы подъемной системы мощность ее привода, расход энергии, а следовательно, и экономика канатного подъема в значительной степени зависят от инерционных нагрузок, возникающих в периоды неустановившихся движений. Стремление уменьшить отрицательное влияние указанных инерционных нагрузок на экономику канатного подъема, а также нагрузок от собственного веса элементов подъемной системы определяет во многих случаях выбор конструкций отдельных элементов и общее устройство подъемной установки. Основными признаками, по которым классифицируют канатные подъемные установки, являются нижеследующие. Назначение подъемной установки. По этому признаку подъемные установки подразделяются на следующие: а) главные или грузовые, служащие для подъема полезного ископаемого на шахтах или обслуживающие основные грузопотоки вскрышных пород и полезного ископаемого на карьерах; б) вспомогательные (людские и грузолюдские), служащие для подъема и спуска людей, материалов и оборудования, а также для подъема из шахты сопутствующих горных пород; в) временные или проходческие, используемые только на период строительства шахтного ствола, а в ряде случаев и для проходки основных выработок околоствольного двора. Расположение относительно земной поверхности. По этому признаку выделяют два типа подъемных установок: а) подземные, располагаемые в шахтных стволах; б) открытые, располагаемые, как правило, на нерабочих бортах карьеров. Угол наклона трассы подъемника. По этому признаку подъемные установки подразделяются на два основных типа: а) вертикальные, которые имеют преимущественное применение при подземной разработке месторождений и размещаются в вертикальных шахтных стволах; б) наклонные, размещаемые на бортах карьеров или в наклонных шахтных стволах. Среди наклонных подъемных установок особо выделяют крутонаклонные с углом наклона трассы 60° и более, а также пологие, угол наклона трассы которых не превышает 25°. Тип подъемного сосуда. Этот признак в большой степени определяет характер взаимодействия канатного подъема с другими звеньями транспортного комплекса горного предприятия, а также вид погрузочноразгрузочных операций на стыках транспортных звеньев. По этому признаку различают три типа подъемных установок: а) клетевые; б) скиповые; в) бадьевые. 8

При клетевом подъеме погрузочно-разгрузочные операции заключаются в простом обмене груженых и порожних транспортных сосудов (вагонеток, автосамосвалов) на перегрузочных пунктах. При скиповом подъеме перегрузка горной массы из средств призабойного транспорта в скипы выполняется, как правило, через посредство бункеров, так же, как и разгрузка скипов на поверхности. Использование перегрузочных бункеров достаточно большой вместимости обеспечивает относительную независимость работы канатного подъема во взаимодействии с другими звеньями транспортного комплекса. Однако при этом имеет место увеличение общей высоты подъема, а также необходимы дополнительные капитальные затраты, связанные с сооружением бункеров. Бадьи как подъемные сосуды используются только на проходческих подъемных установках при строительстве шахтных стволов. Количество подъемных сосудов, приводимых в движение одной подъемной машиной. По этому признаку подъемные установки можно подразделить на три типа: а) двухсосудные, которые предполагают приведение в движение одновременно двух сосудов одной подъемной машиной (груженый сосуд поднимается, порожний в это же время опускается); б) однососудные без противовеса, когда подъемная машина приводит в движение одну ветвь каната с присоединенным к нему подъемным сосудом (рис.1.1, а); в) однососудные с противовесом, в которых к концу одной из двух ветвей канатов вместо сосуда подвешивается противовес (рис. 1.1, б).

Рис. 1.1. Схемы подъемных установок: а – однососудной; б – однососудной с противовесом

9

Тип канатоведущего органа подъемной машины. По этому признаку, отражающему способ передачи движущего усилия канату, подъемные установки подразделяются на два класса: а) барабанные, для которых характерна жесткая связь между канатом и навивочным органом (барабаном), а приведение каната в движение производится путем его навивки па поверхность барабана или свивки с указанной поверхности; б) со шкивами трения, когда канат огибает канатоведущий орган и не связан с ним жестко, а приводится в движение посредством сил трения между поверхностью шкива и поверхностью прижатого к шкиву каната. В зависимости от формы навивочной поверхности барабаны могут быть постоянного радиуса навивки (цилиндрические барабаны) и переменного радиуса (двойные конические и бицилиндроконические). В свою очередь, шкивы трения подразделяют на одноканатные и многоканатные. В последнем случае подъемный сосуд подвешивается к комплекту из нескольких канатов, приводимых в движение одним многоканатным шкивом трения (рис. 1.2).

Рис. 1.2. Схема многоканатной подъёмной установки

Степень загруженности головных канатов действием концевого усилия. По этому признаку можно выделить три типа подъемных установок: а) одноканатные с загруженным головным канатом, когда концевой груз в виде груженого подъемного сосуда полностью воздействует на головной канат, определяя основную долю формируемого в нем тягового усилия; 10

б) одноканатные с частично разгруженным головным канатом (рис. 1.3), когда в частном случае при помощи уравнительного груза (противовеса) УГ через систему уравнительных шкивов УШ и блока УБ, а также уравнительных канатов УК головной канат разгружается от тягового усилия, примерно равного 40 % от собственного веса подъемного сосуда; в) многоканатные с концевой нагрузкой, равномерно распределенной между отдельными ветвями комплекта канатов, что достигается за счет соответствующих уравнительных элементов в прицепном устройстве (рис. 1.2).

Рис. 1.3. Схемы частичной разгрузки головных канатов: а – статически неуравновешенная система; б – статически уравновешенная система

Степень уравновешенности на валу подъемной машины нагрузок, обусловленных массой элементов подъемной системы. По этому признаку различают подъемные установки трех типов: а) статически неуравновешенные, или просто неуравновешенные, когда на валу подъемной машины возникает дополнительная нагрузка, обусловленная неуравновешенными силами собственного веса поднимающейся (навивающейся) и опускающейся (свивающейся) ветвей головных канатов; б) статически уравновешенные, в которых указанная выше дополнительная нагрузка снимается за счет применения хвостового каната, присоединяемого к днищам подъемных сосудов, или посредством использования навивочных органов (барабанов) переменного радиуса;

11

в) динамически уравновешенные, в которых крутящий момент, реализуемый приводом на валу подъемной машины, остается постоянным на любом этапе подъема. Динамическое уравновешивание как способ выравнивания нагрузок на валу подъемной машины и на поверхности навивочных органов впервые был предложен и исследован академиком М.М. Федоровым. В результате упомянутых исследований были разработаны теоретические основы гармонического подъема, суть которого сводится к нижеследующему. Предлагается в двухсосудной подъемной системе использовать так называемый тяжелый хвостовой канат, то есть такой канат, линейная масса которого существенно выше, чем у головного тягового каната. При наличии такого хвостового каната, если соответствующим образом подобрать синусоидальный закон изменения скорости за цикл подъема, можно обеспечить постоянство расчетного тягового усилия на поверхности навивочного органа в течение всей продолжительности подъема сосуда из шахты на поверхность. 1.3. Устройство подъёмных установок Подъемная установка состоит из подъемного оборудования и горнотехнических сооружений. К подъемному оборудованию относятся: подъемные машины, подъемные сосуды и канаты, разгрузочные и загрузочные устройства и др. К горно-техническим сооружениям относятся: 1) сооружения, расположенные в околоствольном дворе (погрузочный бункер и камера для опрокидывателя при скиповом подъеме или приемная площадка при клетевом подъеме); 2) ствол шахты, оборудованный направляющими проводниками для клетей и скипов при вертикальном подъеме и рельсовыми путями для вагонеток и скипов при наклонном подъеме; 3) надшахтные сооружения, состоящие из копра и приемного бункера для разгрузки подъемных сосудов; при оборудовании подъема неопрокидными клетями вместо приемного бункера сооружается надшахтное здание с приемными площадками и откаточными путями. На рис.1.4 показаны схемы подъемных установок для вертикальных стволов. Над стволом шахты устанавливается надшахтный копер 1, на верхней площадке которого укреплены два направляющих (копровых) шкива 2. Подъем и спуск клетей 3 (рис.1.4, а) и скипов 4 (рис.1.4, б) производится подъемной машиной 5, находящейся в отдельном здании 6, расположенном на расстоянии 20 – 40 м от копра. Подъемные канаты 7 перекинуты через направляющие шкивы и одним концом прикреплены к барабану подъемной машины, а другим – к шахтной клети или скипу.

12

При вращении барабана подъемной машины один канат навивается на него, поднимая клеть из шахты, а другой свивается, опуская вторую клеть в шахту. Подъемные сосуды одновременно загружаются в шахте и разгружаются на поверхности на специальных приемных площадках. В подъемных установках, оборудованных неопрокидными клетями, груженые вагонетки на нижней приемной площадке вкатываются в клеть, выталкивая из нее порожние вагонетки, и поднимаются по стволу до верхней приемной площадки в надшахтном здании, где груженые вагонетки выкатываются из клети, а порожние вагонетки вкатываются в нее. Затем процесс обмена вагонеток на приемных площадках повторяется.

Рис. 1.4. Схемы подъемных установок для вертикальных стволов: а – клетевой; б – скиповой; 1 – надшахтный копер; 2 – копровые шкивы; 3 – клеть; 4 – скип; 5 – подъемная машина; 6 – здание подъемной машины; 7 – подъемные канаты; 8 – опрокид; 9 – загрузочное устройство

В подъемных установках, оборудованных скипами, груженые вагонетки разгружаются в околоствольном дворе при помощи опрокидывателя 8 в загрузочное устройство 9, откуда уголь загружается в скипы. Затем скипы поднимаются по стволу на поверхность и в надшахтном здании автоматически разгружаются в разгрузочное устройство. Скипы так же, как и клети, движутся в стволе по направляющим проводникам. Околоствольные сооружения наклонной скиповой подъемной установки состоят из камеры опрокидывателя и загрузочного бункера с затво13

ром. Скипы движутся по наклонному стволу, а на поверхности – по эстакаде или станку копра. На поверхности скип входит в разгрузочные кривые и разгружается в приемный бункер. Опорой наклонной эстакады служит металлическая ферма с укрепленными на ней направляющими шкивами. Подъемная машина находится в отдельном здании.

14

Глава 2. ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ШАХТНЫХ ПОДЪЕМНЫХ УСТАНОВОК Целью проектирования подъёмных установок является выбор современного механического и электрического оборудования с учетом максимальной их экономичности и надёжности. Основными исходными данными при проектировании подъёмной установки, являются: годовая производительность шахты или рудника - AГ , тыс/т; глубина шахты или рудника - H ш , м; характеристика груза (уголь, руда, порода, материалы, люди). Для проектирования главных и вспомогательных установок необходимо знать тип и ёмкость вагонеток, предусмотренных для подземного транспорта, ежесменное количество подземных рабочих, объёмы транспортных операций по спуску-подъёму оборудования и материалов. Проектирование подъёмной установки производится в следующем порядке: 1) выбирают тип подъёмных сосудов и определяют необходимую продолжительность их движения; 2) выбирают способ уравновешивания подъёмной системы; 3) рассчитывают и выбирают по стандарту подъёмный канат; 4) определяют основные размеры барабана и выбирают орган навивки; 5) выбирают тип копра, определяют его высоту и составляют схему расположения подъёмной машины относительно ствола; 6) рассчитывают кинематику подъёма, выбирают подъёмную машину, строят диаграммы υ=ƒ(t) и α=ƒ(t) и определяют фактическую продолжительность цикла подъёма; 7) определяют приведенную массу движущих частей и производят расчёт динамики подъёма с построением диаграммы F=ƒ(t); 8) строят диаграмму мощности на валу органа навивки, подбирают тип привода, определяют необходимую мощность двигателя, выбирают подъёмный двигатель по каталогу и проверяют его по перегрузке; 9) выбирают схему коммутации, необходимую аппаратуру управления и защиты, схему и аппаратуру сигнализации; 10) рассчитывают и составляют суточный баланс времени работы подъёмной установки; 11) составляют смету на оборудование подъёмной установки и рассчитывают технико-экономические показатели спроектированной установки (удельные расходы электроэнергии на один подъём, на 1 т груза, на 1 т/км подъёма, кпд подъёмной установки и машины, годовой расход энергии и затраты на 1т поднимаемого груза).

15

2.1. Расчёт скиповой двухконцевой подъёмной установки 2.1.1. Расчёт и выбор ёмкости подъёмного сосуда Приступая к выбору подъёмных сосудов, следует иметь в виду, что ёмкость подъёмного сосуда Qr является одним из существенных факторов, определяющих режим работы подъёмной установки. Оптимальная ёмкость подъёмного сосуда выбирается в зависимости от годовой производительности и глубины шахты. Нормы проектирования горных предприятий предписывают: продолжительность подъёма определять с учётом всего количества выдаваемой горной массы; продолжительность работы горного предприятия – В=300 рабочих дней в году при трёх добычных сменах; коэффициент резерва и неравномерности подъёма С=1,5 для последнего горизонта. Для шахт, имеющих большую концентрацию горных работ С=1,15. Определение рациональной грузоподъёмности сосуда производится по ряду формул, предположенных профессором Г.М. Еланчиком. Для двухсосудного подъёма:

Qr =

4 Hш +Θ ⋅ Ач ; 3600

(2.1)

для однососудного подъёма:

Qr = 4 Hш +Θ ⋅ 2 Ач, 3600

(2.2)

где Aч – часовая производительность; Θ – пауза между подъёмами. Профессором В.И. Киселёвым получена формула для определения грузоподъёмности рудных скипов для двухсосудного подъёма:

Qr = 5,74 Нш ⋅ Ач .

(2.3)

По данным формулам определяется рациональная грузоподъёмность скипа и округляется до ближайшего стандартного значения. Продолжительность паузы между подъёмами зависит от грузоподъёмности сосуда, способов автоматизации и механизации процессов, загрузки и разгрузки. На основании нормальных положений и практических данных установленны следующие величины пауз (табл. 2.1). 16

Таблица 2.1 Продолжительность пауз для подъемных сосудов Наименование

Значение

Для загрузки скипа рудой Грузоподъемность скипа, т 5-6 8-10 12-15 20-25 30-50 Пауза, с 8 10 12 15 30 Для загрузки скипа углём Грузоподъёмность скипа, т 9 12 15 20 30 Пауза, с 8 10 12 15 30 Для загрузки опрокидных клетей Грузоподъёмность вагонетки, т 1 2 3 Пауза, с 10 12 15 Для загрузки и разгрузки не опрокидных клетей Одноэтажных, т 3 5 10 Пауза, с 15 18 20 Двухэтажных, т 2 5 Пауза, с 35 40 В соответствии с нормативами в угольной промышленности время на посадку людей на один этаж клети определяют из расчёта 1с на посадку одного человека плюс 10 с; а на посадку в двухэтажные клети – 1с на одного человека плюс 25 с. Данные для выбора подъёмного сосуда даны в табл. 2.2, 2.3, 2.4. 2.1.2. Расчёт и выбор подъёмного каната Подъёмный канат рассчитывается по статистическому напряжению. Действие остальных нагрузок учитывается принимаемым по правилам безопасности (ПБ) запасом прочности каната (рис. 2.1). Статистическое напряжение подъёмного каната состоит из веса клети с груженой вагонеткой и прицепным устройством (или веса скипа) и массы каната длиной от копрового шкива до подъёмного сосуда, находящегося на приёмной площади нижнего горизонта. Статистическая нагрузка на подъёмный канат в верхнем сечении у копрового шкива равна:

σ

Qn + Qm + pH k = в S k , m

(2.4)

где Qn и Qm – масса поднимаемого за один раз соответственно полезного и мертвого грузов, кг; p - масса одного погонного метра подъёмного каната, кг; H k – расстояние от нижней приёмной площадки до оси верхнего ко17

hk

прового шкива, м; m – запас прочности подъёмного каната, принимаемый по ПБ; S k -площадь поперечного сечения проволок каната, см²; σ в – расчётный предел прочности проволоки каната при растяжении, кг/см.

Hk Hш

P

Qn+ Qm Рис. 2.1. Расчёт подъёмного каната для вертикальной шахты

Площадь поперечного сечения каната S k = K ⋅ P , где K- коэффициент для определения массы каната по площади поперечного сечения. Линейная масса каната (2.5) P = S k ρβ , 3 где ρ - плотность стали, из которой изготовлен канат, кг/м ; β коэффициент свивки, зависящий от конструкции прядей и каната. Соответственно P Sk = , (2.6)

ρo

где ρο = ρ ⋅ β - условная плотность каната: для круглопрядных канатов двойной свивки – 9400 кг/м³; для трёхграннопрядных – 9200 кг/м³. На основании выражений (2.4), (2.6) определяем линейную массу каната: P=

Qκ

σΒ

gmρ 0

,

(2.7)

− Hk

где Q k = Q n + Qm – концевая нагрузка на канат, кг; σ в – временное сопротивление разрыву проволок из стали, из которой изготавливается

18

канат, H/м²; m - запас прочности каната по ПБ; ρ 0 - условная прочность каната. Для клетьевого подъёма H k = H ш + hk , где hk - высота копра; для скипового подъёма H k = H ш + hk + h заг , где hзаг - высота опускания скипа ниже околоствольного двора под загрузку. По расчётному P из табл. 2.5 выбирается тип каната, который проверяем по фактическому запасу прочности: Q раз mρ = ≥ m, (2.8) Qn + Qm + pH k где Q раз - суммарное разрывное усилие всех проволок в канате, кг; m p расчётный запас прочности. 2.1.3. Расчёт и выбор подъёмной машины Орган навивки цилиндрических подъёмных машин выбирается по его основным параметрам: диаметру барабана и ширине барабана. Для барабанов подъёмных машин, установленных на поверхности земли, диаметр барабана равен:

Д б ≥ 80d k ,

(2.9)

Д б ≥ 60d k .

(2.10)

где d k – диаметр каната. Для барабанов подъёмных машин, располагаемых под землёй:

Ширина навивочной поверхности каждого из барабанов машины с двумя цилиндрическими барабанами и однослойной навивкой определяется условием размещения на ней длины каната, равной высоте подъёма H ш , резервной длины ( lp = 30…50 м) и витков трения ZТр = 3…5:

 Hk + lp  Вб =  + ZТр  (dk + е ) ,  πД б 

(2.11)

где е - зазор между соседними витками 2 – 3 мм; H k - высота подъёма; при клетьевом подъёме: H k = H ш + hn.n ; при скиповом подъеме: H k = H + hзаг + hп.б + hп. р , где hп.п - высота приёмной площадки или эстакады; hзаг - высота опускания скипа ниже околоствольного двора; hп.б - высота верхнего бун-

19

кера от нулевой площадки; hп. р - превышение рамы скипа над кромкой поверхностного бункера для открытия затвора. По основным параметрам Д б и Вб в табл. 2.6 выбираем подъёмную машину. При многослойной навивке

 H + lp  Вб =  + Z mp + Z в.п (dk + е )  πДбZ 0 

(2.12)

где Z в.п - число витков на передвижку критического участка каната; Z o – число слоёв навивки каната на барабан. При работе подъёмной машины необходимо проверить, подходят ли данные типы машин по максимальной статистической нагрузке и разности статистических натяжений. Максимальное статистическое натяжение каната Tст. max :

Tcm. p. = (Qn + Qm + pH k ) ≥ Tcm. max .

(2.13)

Максимальная разность статистических натяжений: Fс. max = Т ст. max − Т cm. min ≤ Fс. р ,

(2.14)

где Т ст. min - минимальное статистическое натяжение каната; Fc. р. расчётная разность статистического натяжение каната. 2.1.4. Расположение подъёмных установок относительно ствола шахты Одноканатные двухбарабанные подъёмные машины располагаются в стационарном здании на уровне земли, а многоканатные – в машинном зале на копре. Чтобы здание для подъемной машины не мешало разгрузочным операциям на поверхности, оно должно находиться в стороне, противоположной направлению движения груженых вагонеток в случае применения клетей, а при скипах - направлению их разгрузки. Остановимся на элементах схемы расположения одноканатных установок относительно ствола шахты: hk = hB + hc + hn + 0,75Rш .

(2.15)

Высота копра hk , под которой понимается расстояние по вертикали от отметки устья ствола до оси верхнего направляющего шкива, складывается: из высоты h B - от устья шахты до верхней приёмной площадки; для клетьевого подъёма hB = 6…12 м, для скипового hB = 11…25 м, и более; 20

из высоты hc - от уровня верхней приёмной площадки до верхнего зажима каната или верхнего элемента подвесного устройства, когда подъёмный сосуд находится в положении разгрузки. Для не опрокидных клетей указанное расстояние принимается от основания клетей до верхней кромки бункера; из высоты переподъема – hn , на которую может свободно подняться подъёмный сосуд от нормального положения при нагрузке на верхней приёмной площадке до соприкосновения верхнего зажима каната или верхнего элемента подвесного устройства с ободом копра. По правилам технической безопасности значение hn для вновь проектируемых установок должно быть: при клетьевых – не менее 6 м, для грузовых установок со скиповыми и опрокидными клетями – не менее 3 м; из добавочного расстояния, равного 0,75 радиуса Rш направляющего шкива. Расстояние принимается в предложении, что соприкосновение верхнего зажима каната или верхнего элемента подвесного устройства со шкивом произойдёт на расстоянии 0,75 Rш от центра последнего. При расположении направляющих шкивов в одной вертикальной плоскости для определения hk в правую часть формулы (2.15) добавляется Дн.ш. и расстояние по вертикали между струной каната и её проекцией на горизонтальную плоскость. Максимальная длина L c струны каната, то есть отрезка каната от направляющего шкива до барабана согласно ПТЭ не должна превышать 65 м во избежание вибрации каната, которая может повлечь за собой выскакивание каната из реборд направляющих шкивов; допускается увеличение α до 45°. При расположении направляющих шкивов на одной горизонтальной оси 2 2 L c = (hk − c ) + (l − Rш ) . (2.16) Аналогично определяется Lc при расположении направляющих шкивов в одной вертикальной плоскости. Углы отклонения (девиации) струны каната Следует различать углы отклонения струны каната направляющего в шкиве и на барабане (рис.2.2). Углом отклонения на направляющем шкиве называется угол, образованный струной и её проекцией на плоскости вращения шкива. Угол отклонения на барабане образуется струной и её проекцией на вертикальную плоскость, проходящей перпендикулярно оси барабана через точку соприкосновения с ним струны. Эти углы будут максимальными при крайних положениях струн. Если плоскость вращения шкива перпендикулярна к оси барабана, углы отклонения на направляющем шкиве и на барабане имеют соответствующие значения. 21

а)

б)

в)

Рис. 2.2. Углы отклонения каната на барабанах подъёмных машин: а) для однобарабанной машины с вертикальными шкивами; б) для двухбарабанной машины с горизонтальными шкивами; в) для однобарабанной машины с горизонтальными шкивами

Во избежание выскакивания каната из реборд направляющего шкива, чрезмерного износа, а также налегания витков каната друг на друга углы отклонения на направляющих шкивах и на барабанах согласно ПТЭ не должны превышать 1°30′; на бицилиндроконических барабанах допускается увеличение этого угла до 2° со стороны малого цилиндра барабана, если он с желобчатой поверхностью. 22

Углы отклонения на направляющем шкиве ∠α определяются по их тангенсам, представляющим собой отношения расстояний по оси барабана от крайних положений струны до плоскости вращения шкива, проекциям струны по указанию плоскости. Из-за незначительной величины угла эту проекцию принимают равной длине струны. Угол отклонения струны на направляющем шкиве при закреплении каната у реборды одинарного неразрезного барабана равен

tgα1 =

В − 2Z тр (d k + е ) 2 Lc

.

(2.17)

Угол отклонения каната при переходе струны в крайнее положение в противоположную сторону будет меньше и поэтому не проверяется. При закреплении канатов у внешних реборд барабанов эти углы в зависимости от строительной ширины B барабана и вершины Bк , занятой канатом, составляют: 2 В − Вр − В0 − 2 Z тр (d k + е ) tg α1 = ; (2.18) 2 Lc

tg α 2 =

В0 − Вр − 2(В − Вк ) , 2 Lc

(2.19)

где Вр - расстояние между внутренними ребордами барабанов, которое с диаметром барабана 3,5 м составляет 220 мм, а для машин с диаметрами барабанов 4, 5, 6 м – Вр = 60 мм; В0 – расстояние между направляющими шкивами; Z тр (d k + е) – ширина барабана, занятая витками трения (рис. 2.2). При одинарном разрезном барабане и расположении направляющих шкивов на одной геометрической горизонтальной оси

tg α1 =

В − В0 − 2 Z тр (d k + е )

tg α2 =

2 Lc

;

2 Вк − (В − В0 ) . 2 Lc

(2.20)

(2.21)

2.1.5. Расчёт кинематики подъёмных систем Графическое изображение изменения скорости подъёмных сосудов в зависимости от времени называется диаграммой скорости подъёма. Данными для определения элементов диаграммы скорости являются расчётная продолжительность движения подъёмных сосудов Тр (с); путь (высота) подъёма H – расстояние от нижней до верхней приёмной площадки, м; ускорение α1 согласно ПТЭ при спуске и подъёме людей принимается не 23

более 1 м/с²; для грузовых подъёмов величина ускорения определяется проектом; замедление α 3 не должно превышать 0,75 м/с². Трёхпериодные диаграммы скорости и ускорения применяются при клетьевом подъёме. 1. Максимальная скорость подъёма. Путь, пройденный сосудами за время одной подъёмной операции, складывается из путей h1 , h2 , h3 , пройденных сосудами соответственно за время ускоренного

t1 , равномерного t2 и замедленного t3 движения, т.е. H = h1 + h2 + h3 .

(2.22)

По данным о подъёмных машинах определяют фактическую максимальную скорость υmax подъёмных сосудов, причём для обеспечения заданной производительности необходимо соблюдать условия, чтобы υmax > υ р. м , где υ р. м - расчетная максимальная скорость. 2. Продолжительность (с) и путь (м) ускоренного движения:

t1 = υmax α1

h1 =

;

(2.23)

υmaxt1

.

(2.24)

;

(2.25)

υmax t3 .

(2.26)

2

То же, замедленного движения:

t3 = υmax α3

h3 =

2

Путь h2 и продолжительность t 2 равномерного движения:

h 2 = H − h1 − h 3 ;

t2 =

h2

υmax

.

(2.27)

(2.28)

3. Продолжительность движения подъёмных сосудов (с)

Tд = t1 + t2 + t3 . 24

(2.29)

С другой стороны, если в формулу (2.29) подставить значения

t 2 , и t 3 то

t1

и

1 1   +  . (2.30) 2  α1 α3  υmax При правильном расчёте величина Tд по формулам (3.30) и (2.29)

Tд =

H

+

υmax 

одинакова. 2.1.6. Расчёт динамики подъёмных систем В основу расчёта динамики подъёмных систем положено основное динамическое уравнение акад. М.М. Фёдорова:

F = [kQn − (H ш − 2hx )(q − p )]g ± mn α,

(2.31)

где hx - путь, пройденный подъёмным сосудом; q - вес одного погонного метра хвостового каната; р - вес одного погонного метра головного каната; k - коэффициент, учитывающий сопротивление воздуха при движении подъёмных сосудов, трение в проводниках, в подшипниках направляющих шкивов и барабанов, жёсткость каната. Эти сопротивления принимаются: 20% от Qn - для клетьевых установок, 15% от Qn - для скиповых установок при грузоподъёмности скипов до 20 т; 10% от Qn - для многоканатных установок при грузоподъёмности скипов 20…50 т и роликовых направляющих, т.е. соответственно k=1,2; k=1,15; и k=1,1. При подъёмных системах с органами навивки постоянного радиуса, статистически уравновешенных в трёхпериодной диаграмме скорости эквивалентное усилие Fэкв определяется:

F

экв

=

F 2t + F 2t + F 2t 1 1

3 2

T

5 3

.

(2.32)

1

n

Знаменатель подкоренного выражения формулы:

T1 = k n

у .д

(t + t )+ t 1

3

2

+k t , n n

(2.33)

где k у .д и k n – коэффициенты, учитывающие ухудшение условий охлаждения во время соответственно ускоренного и замедленного движения, а также паузы; по данным акад. М.М. Фёдорова k у .д . = 1 и k n = 0,33; завод изготовитель – Новокраматорский машиностроительный завод (НКМЗ) рекомендует . k у . д = 0,5 и k n = 0,25. 25

Отношение максимального движущего усилия с постоянным радиусом навивки по нагрузочной диаграмме (или максимального вращающего момента - M max ) к Fэкв (или Мэкв ) называется коэффициентом перегрузок при подъёме: Kп=

F max , F экв

Kn =

или

M max . Mэкв

(2.34)

При асинхронном двигателе K n = 1,6…1,8, при системе привода с двигателем постоянного тока K n = 1,8…2. Кроме перегруза, при подъёме имеет место перегруз от экстренных усилий (моментов). Для асинхронного двигателя допускается K э = 1,8…2 и системы привода с двигателем постоянного тока K э = 2…2,2. При системах с органами навивки переменного радиуса K n и K э определяют как отношение соответственно M max и Mэкв max . Значения K n под и K э не должны превышать допустимых значений, причём, для соблюдения этого может возникнуть необходимость в увеличении Fэкв (или Mэкв ). Увеличение должно быть не более 30% при асинхронном двигателе, не более 40% при системе привода постоянного тока. В противном случае уменьшение K n и K э достигается не увеличением Fэкв ( Mэкв ), а уменьшением F max (или M max ) и Fэкв max (или Mэкв max ), в связи с этим может возникнуть необходимость в уменьшении ускорения α1 (или ω ). Определив Fэкв (или Mэкв ), удовлетворяющее условиям допустимого нагревания двигателя током и допустимого перегруза при подъёме и от экстренных усилий, находим эквивалентную мощность (кВт) подъёмного двигателя при системе навивки постоянного радиуса:

N экв = то же переменного радиуса:

N экв =

F экв υ max 1000 η n

М экв ω max 1000 ηn

;

(2.35)

.

(2.36)

Строительная мощность подъёмного двигателя устанавливается увеличением Nэкв до ближайшей мощности по каталогу, причём, её рекомендуется брать на 10 – 15% больше эквивалентной. Для выбора двигателя используется табл. 2.7, 2.8.

26

2.1.7. Определение расхода энергии Асинхронный двигатель. При неизменяющихся в период пуска напряжении и cos φ потребляемая мощность будет зависеть от тока, который определяется вращающим моментом. Мощность N1 на валу подъемного двигателя в начале подъемной операции равна нулю, но в то же время из сети потребляется и в реостате затрачивается мощность N1' ; при системе с органами навивки постоянного радиуса:

N1' =

F1υmax 1000ηп

;

(2.37)

.

(2.38)

то же переменного радиуса:

N1' =

M 1ωmax 1000ηп

Мощность, затрачиваемая в реостате при положительных усилиях в конце подъемной операции, соответственно составляет:

N 6' = N 6' =

F6υmax 1000ηп

M 6 ωmax 1000ηп

;

(2.39)

.

(2.40)

Расход энергии подъемной установкой на валу двигателя за одну подъемную операцию определяется как сумма расходов энергии в отдельные периоды движения: N3 + N4 N 5 + N 6' N1' + N 2 t1 + t2 + t3 . W= 2 2 2

(2.41)

Аналогичным образом определяют расход энергии при любых диаграммах скорости. Расход энергии на шинах электроподстанции на 1 т поднимаемого груза при одновременно поднимаемом грузе Qп рассчитывают следующим образом:

Wт =

kм.т ⋅ 1000 ⋅ W kм.тW , = 3600 ⋅ ηд ηсQп 3,6 ⋅ ηд ηcQп

(2.42)

где k ≈ 1,03 – коэффициент, учитывающий расход энергии во время маневров и при торможении; ηд – к.п.д. двигателя; η с = 0,95 – к.п.д. электрической сети. 27

Расход энергии на 1 т·км при высоте подъема H : W т.км =

1000 ⋅ W т . H

(2.43)

Годовой расход энергии установкой на подъем полезного ископаемого и породы:

Wг = аAгWт .

(2.44)

Привод с двигателем постоянного тока. Ток в этом приводе изменяется в соответствии с изменением вращающего момента (движущего усилия при системах постоянного радиуса навивки), а напряжение – в соответствии с изменением скорости, так как регулирование частоты вращения двигателя производится изменением напряжения. Энергия, потребляемая на шинах электроподстанции на 1 т поднимаемого груза:

Wт =

k м.тW 3,6 ⋅ ηд ⋅ ηг ⋅ ηд.г ⋅ ηв ⋅ ηс ⋅ Qп

,

(2.45)

где ηд = 0,9 – к.п.д. подъемного двигателя; η г = 0,93…0,94 – к.п.д. генератора; η д.г =0,9 – к.п.д. двигателя преобразовательной группы; η в = 0,97 – к.п.д. возбуждения; η с = 0,95 – к.п.д. электрической сети. Расход энергии на 1 т поднимаемого груза, на 1 т·км и за один год определяется также, как и при асинхронном двигателе.

2.2. Расчет клетевой подъемной установки Клетевая подъемная установка предназначена для вспомогательных операций (спуск и подъем людей, транспортирование породы, материалов и оборудования), выполнение которых осуществляется неопрокидными клетями. Применение неопрокидных клетей вызывает необходимость сооружения на поверхности шахты сложной системы откаточных путей, снабженных устройствами для загрузки вагонеток, маневрирование ими и смены их в клети. Методика расчета клетевой подъемной установки такая же, как и скиповой. Отличие в выборе подъемного сосуда. Клеть выбирают с учетом типа и веса вагонетки (табл. 2.2) Концевая нагрузка на канат определяется по формуле

Qк = Qc + Qв + Qп , где Qc - вес клети; Qв - вес вагонетки; Qn - вес поднимаемого груза. 28

(2.46)

Таблица 2.2

Техническая характеристика неопрокидных клетей для вертикальных подъёмов

Типоразмер

ПлоГрузоВысота, Масса, щадь, подъёмм т м2 ность, т

Максимальная нагрузка у ковша, кН

Максимальный диаметр каната, мм

Типоразмер вагонетки

Унифицированные для действующих шахт 1УКН 2,5-1

2,3

4,9

2,76

3,0

58,0

34,0

1УКН 3,2-1 1УКН 3,6-1

3,1 4,6

4,9 5,45

2,96 3,82

3,6 5,2

66,0 91,0

34,0 40,0

1УКН 4,1

5,6

5,98

4,66

6,6

113,0

47,5

1УКН 4,5-1

5,6

6,58

6,13

6,6

183,0

47,5

1УКН 2,55-1

4,6

7,40

4,11

6,0

101,0

40,5

2УКН 3,2-1 2УКН 3,5-1

6,2 9,2

7,86 8,15

5,23 6,52

7,2 10,4

125,0 170,0

47,5 56,5

2УКН 4-1.

11,2

8,58

8,62

13,2

220,0

60,5

2УКН 4,5-1 11,2

9,18

9,60

13,2

300,0

60,5

УВГ-1,3 УВГ-1,4 УВГ-1,6 УВГ-2,5 УВГ-2,5 УВГ-3,3 УВД-3,3 УВГ-3,3 УВД-3,3 УВГ-1,3 УВГ-1,4 УВГ-1,6 УВГ-2,5 УВД-2,5 УВГ-3,3 УВД-3,5 УВГ-3,3 УВД-3,3

Для многоканатных подъемных установок УК 4

5,4

3,36

7,99

9,0

400,0

45,0

1КН 5,2 2КН 3,6 2КН 4 2КН 5,2

7,8 8,4 10,6 15,6

3,42 5,64 5,64 5,78

10,29 9,83 11,10 14,35

14,0 11,5 11,0 14,0

570,0 520,0 540,0 660,0

56,5 56,5 56,5 64,0

29

ВД-3,3 ВГ-2,5 ВД-3,3 ВГ-4,0 ВД-3,3 ВД-3,3

Таблица 2.3

Скипы для угольных шахт Масса Грузос приВмеподъёмцепным стимост ность по уст3 м ь, углю, ройстт вом, т

Типоразмер

2СН 4-1 2СН 5-1 1СН 7-1 2СН 9,5-1 1СН 11-1 5СН 11-1 2СН 15-1 1СН 20-1

Высота в положении разгрузки, мм

Путь разгрузки, м

Размеры в плане, м

Для одноканатных подъёмных установок 4,0 3,0 4,8 6,47 2,15 1,35*1,7 5,0 4,0 5,8 7,10 2,17 1,54*1,85 7,0 6,0 6,4 8,62 2,17 1,54*1,85 9,5 8,0 6,9 9,52 2,17 1,54*1,85 11,0 9,0 7,55 9,95 2,17 1,54*1,85 11,0 9,0 8,05 9,62 2,17 1,74*2,23 15,0 12,0 9,02 11,0 2,17 1,74*2,23 20,0 15,0 10,20 14,40 2,17 1,74*2,23

Расстояние между осями, м

1,85 2,10 2,10 2,10 2,10 2,25 2,25 2,25

Таблица 2.4 Скипы типа СН для горно-рудной промышленности

Типоразмер

1СН 4-2 1СН 5-2 1СН 7-2 1СН 9,5-2 2СН 11-2 4СН 11-2 3СН 15-2 2СН 17-2 3СН 17-2 2СН 21,52

Порода

Масса с прицепным устройством, т Руда Порода

13 13 15 15 20,5 -

8,5 10,5 15,5 21 24,4 24,4 33 38 38 47,5

Грузоподъёмность, т

Вместимость Руда м3

4 5 7 9,5 11 11 15 17 17 21,5

8,8 11 16 22 25 25 35 40 40 50

30

14,4 14,4 15,6 15,6 19,1 -

Высота в Путь полоразгрузжении загрузки ки (ус(условно), ловно), мм мм

7190 7110 9460 9730 12760 12510 16200 16960 15200 16220

2170 2170 2400 2400 2400 2400 2600 2600 2600 2600

Размеры в плане, мм

1350*1350 1440*1640 1400*1640 1680*1740 1680*1740 1740*1800 1740*1800 1700*1800 1900*2350 1900*2350

187,03 214,86 244,61 276,31 309,93 380,49 460,98 546,3 644,54 748,13 859,44

420,96 503,08 615,95 683,67

ЛК-РО 6*36 33 (1+7+7/7+14) 36,5 +1 о.с. 39,5 42

Диаметр каната, мм

22,5 24 25,5 27,5 29 32 35,5 38,5 42 45 48,5

ЛК-3 6*25 (1+6; 6+12)+ +1 о. с.

Тип и конструкция каната

Расчётная площадь сечения всех проволок, мм2

4 155 4 965 6 080 6 750

1 845 2 120 2 410 2 725 3 055 3 750 4 541 5 385 6 350 7 370 8 466

Расчётная масса 1000 м смазанного каната, кг

589 000 704 000 862 000 957 000

261 500 300 500 342 000 386 500 483 500 532 500 645 000 764 000 902 000 1 045 000 1 200 000

31

1600

1700

1800

2000

673 500 804 500 985 500 1 090 000

299 000 343 500 391 000 442 000 495 500 608 500 737 500 874 000 1 030 000 1 195 000 1 375 000 715 500 855 000 1 045 000 1 160 000

317 500 365 000 415 500 469 000 526 500 646 500 783 500 928 500 1 095 000 1 270 000 1 460 000

757 500 905 500 1 105 000 1 230 000

336 500 386 500 440 000 497 000 557 500 684 500 829 500 983 000 1 160 000 1 345 000 1 545 000

841 500 1 005 000 1 230 000 1 365 000

374 000 429 500 489 000 552 500 619 500 760 500 921 000 1 090 000 1 285 000 1 495 000 1 715 000

Суммарное разрывное усилие всех проволок в канате, Н

1400

Маркировочная группа по временному сопротивлению разрыву, Н/мм3

Данные некоторых стандартных подъёмных круглопрядных канатов

Таблица 2.5

Диаметр каната, мм

848,08 1003,97 1128,9 1314,55 1446,74 1599,96

Расчётная площадь сечения всех проволок, мм2

8 370 9 910 11 150 13 000 14 250 15 800

Расчётная масса 1000 м смазанного каната, кг 1600

1700

1800

2000

1 185 000 1 405 000 1 580 000 1 840 000 2 025 000 2 235 000

1 355 000 1 605 000 1 805 000 2 100 000 2 310 000 2 555 000

1 440 000 1 705 000 1 915 000 2 230 000 2 455 000 2 715 000

1 525 000 1 805 000 2 030 000 2 365 000 2 600 000 2 875 000

1 695 000 2 005 000 2 255 000 ----

Суммарное разрывное усилие всех проволок в канате, Н

1400

Маркировочная группа по временному сопротивлению разрыву, Н/мм3

32

Примечания. 1.Канаты, разрывное усилие которых указанно справа от линии, изготавливают из светлой проволоки. 2. Канаты с временным сопротивлением разрыву 1700 Н/мм2 изготавливают только по заказу. 3. Сведения о канатах ЛК-З и ЛК-РО даны соответственно по ГОСТу 7665-69 и ГОСТу 7668-80.

(1+7+7/7+14) 46,5 +1 о.с. 50,5 53,5 58,5 60,5 63

Тип и конструкция каната

Окончание табл. 2.5

Таблица 2.6

Машины подъёмные шахтные барабанные Максималь ное натяжение каната, кН

Максимальная разность между статическими натяжениями канатов, кН

Ц-1,2*1 Ц-1,6*1,2 Ц-2*1,5 Ц-2,5*2 Ц-3*2,2 Ц-3,5*2,4

25 40 63 90 140 200

25 40 63 90 140 200

ЦР-3,5* *3,2/0,8 2Ц-1,2*0,8 2Ц-1,6*0,8 2Ц-2*1,1 2Ц-2,5*1,2 2Ц-3*1,5 2Ц-3,5*1,8

200

120

25 40 63 90 140 200

25 40 63 75 90 180

Ц-4*3/0,7

250

160

ЦР-5*3/0,6 ЦР-6*3/0,6 ЦР-6* *3,4/0,6 2Ц-4*1,8 2Ц-4*2,3 2Ц-5*2,4 2Ц-5*2,8

280 320 360

210 240 270

220 250 280 560

160 160 210 400

2Ц-6*2,4 2Ц-6*2,8

320 360

240 270

Типоразмер

Передаточное число редуктора,

i 20;30 20;30 20;30 11,5;20;30 11,5;20;30 10,5;11,5; 20; 30 10,5;11,5; 20;30 20;30 20;30 20;30 11,5;20;30 11,5;20;30 10,5;11,5; 20;30 10,5; 11,5;20 10,5;11,5 10,5 11,5 10,5 11,5 10,5;11,5;20 10,5;11,5;20 10,5; 11,5 Безредукторная 10,5 11,5 10,5;11,5

33

Маховый Масса Допусмомент машины с тимая машины редуктоскобез редукром рость тора и без элекподъёдвигатрообома, теля, рудовам/c кН·м2 ния, т

3,0 4,0 50 7,0 8,0 10,0

35 80 220 550 1500 3200

12 17 30 50 75 105

10,0

3400

110

3,0 4,0 5,0 5,0 8,0 10,0

50 100 300 800 2100 3700

14 20 40 60 85 120

12,5

3000

70

14,0 16,0 16,0

6800 12000 14000

94 116 140

16,0 12,0 14,0 14,0

3600 5000 10000 44000

77 99 128 220

16,0 16,0

20000 25000

156 188

Окончание табл. 2.6 Максимальное Типоразмер натяжение каната, кН

Максимальная разность между статическими натяжениями канатов, кН

2Ц6*2,8у

560

400

БЦК8/5*2,7 БЦК9/5*2,5

630

480

400

320

Передаточное число редуктора,

i Безредукторная Безредукторная Безредукторная

Маховый Масса Допусмомент машины с тимая машины редуктоскобез редукром без рость тора и дви- электроподъёгателя, оборудома, м/c кН·м2 вания, т

16,0

64000

245

16,0

90000

290

16,0

65000

380

Примечание . Типоразмер цилиндрических барабанов включает их основные размеры: первая цифра после тире – диаметр, вторая – ширина, через косую дана ширина разреза (для одинарных барабанов). В типоразмерах БЦК первая цифра – диаметр большого цилиндра, через косую – малого цилиндра, третья цифра – ширина барабана. Ширина разреза для БЦК8/5*2,7 – 0,87; БЦК-9/5*2,5 – 84 мм.

34

Таблица 2.7

Технические данные электродвигателей трёхфазного тока с фазным ротором серии МАЗ6 3-, 4-, 5-, 6-, 7-го габаритов взрывонепроницаемого исполнения РВ, ВIГ, напряжение 380,660 В

Типоразмер

МАЗ631/6Ф МАЗ6-31/8Ф МАЗ632/6Ф МАЗ632/8Ф МАЗ-41/6Ф МАЗ6-41/8Ф МАЗ6-42/6Ф МАЗ6-42/8Ф МАЗ6-51/6Ф МАЗ6-51/8Ф МАЗ6-52/6Ф МАЗ6-52/8Ф МАЗ6-61/6Ф МАЗ6-61/8Ф МАЗ6-62/6Ф МАЗ6-62/8Ф МАЗ6-71/6Ф МАЗ6-71/8Ф МАЗ6-72/6Ф МАЗ6-72/8Ф

Ротор Частота Мощвраще- К.П.Д, ность, cos ϕ напря- ток, ния, % жение, А кВт об/мин В

Перегрузочная Маховой способ- момент, ность, кН*м2 Мmax/Мн

30

975

88,0

0,82

140

132

2,8

7

22 40

720 975

85,5 88,8

0,74 0,83

107 173

125 143

2,8 2,8

86,1 75

30

620

88,3

0,76

137

132

2,8

89

55 40 75 55 100 75 125 100 160 125 200 160 250 200 320 250

980 730 980 730 985 735 985 736 985 740 985 740 990 740 990 740

90,5 90,0 91,0 90,5 91,0 91,0 91,5 91,5 92,0 92,0 92,5 92,5 93,0 92,5 93,5 93,0

0,80 0,78 0,81 0,79 0,85 0,83 0,86 0,84 0,88 0,84 0,89 0,85 0,89 0,86 0,89 0,87

370 250 500 320 570 525 655 630 575 440 715 500 1000 1000 1170 1200

90 95 90 105 105 85 115 95 165 170 165 190 150 120 160 120

2,5 2,3 2,5 2,3 2,5 2,5 2,5 2,5 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

159 150 191,3 108,4 360 405,2 406 456,5 1065 1402 1228 1585 2380 3090 2710 3652

35

Таблица 2.8 Технические данные асинхронных электродвигателей серии АК, АКЗ, АКН2 с фазным ротором, напряжением 6000 В для различных синхронных частот вращения

Типоразмер

Мощность, кВт

ЧастоТок Ток та ЭСД статоровращеротора, ра, тора, ния, В А А мин -1

АК12-32-4 АК12-41-4 АК12-52-4 АК13-46-4 АК13-59-4

400 500 630 800 1000

1480 1485 1485 1485 1485

АК12-35-6 АК12-39-6 АК12-49-6 АК13-37-6 АК13-46-6 АК13-59-6

250 320 400 500 630 800

980 985 985 985 985 990

АК3-12-35-8 АКЗ-12-42-8 АКЗ-12-52-8 АКЗ-13-42-8 АКЗ-13-52-8 АКЗ-13-62-8 АКН2-15-57-8 АКН2-15-69-8 АКН2-16-57-8

200 250 320 400 500 630 800 1000 1250

735 740 740 740 740 740 735 740 740

АКЗ-12-42-10 АКЗ-12-52-10 АКЗ-13-42-10 АКЗ-13-52-10 АКЗ-13-62-10 АКН2-15-5710

200 250 320 400 500 630

590 590 590 590 590 590

1500 мин -1 46,0 545 57,0 695 71,0 855 89,5 850 112 1095 1000 мин -1 30,0 455 37,5 560 46,5 665 58,5 610 73,0 730 91,0 940 750 мин -1 26,0 420 31,0 480 39,0 595 48,0 600 59,5 705 74,0 865 95 965 117 1180 144 1200 600 мин -1 27,5 475 32 560 40 515 49 615 61 750 77 850

36

ПереМахо грузочвый ная моК.П.Д. спомент, собность кН·м2

460 490 450 575 555

2,3 2,7 2,7 2,4 2,8

0,925 0,93 0,935 0,94 0,94

1,0 1,2 1,4 2,3 2,7

345 355 375 515 540 525

3,2 2,3 2,2 1,9 1,9 2,1

0,91 0,915 0,92 0,925 0,93 0,935

1,5 1,6 1,9 2,7 3,3 3,8

300 320 335 415 440 445 490 500 620

2,3 2,1 2,1 2,0 2,0 2,0 2,5 2,5 2,3

0,915 0,922 0,926 0,929 0,934 0,939 0,948 0,950 0,952

1,5 1,6 1,9 3,3 3,8 4,3 4,7 5,4 8,5

260 280 390 410 410 440

2,4 2,3 1,9 1,8 1,9 2,3

0,910 0,914 0,925 0,928 0,933 0,945

2,0 2,4 3,6 4,2 4,8 5,2

Продолжение табл. 2.8

Типоразмер

Мощность, кВт

ЧастоТок Ток та враЭСД статоротощеротора, ра, ра, ния, В А А мин -1

АКН2-15-69-10 800 АКН2-16-57-10 1000 АКН2-16-69-10 1250

590 590 590

АКЗ-13-42-12 АКЗ-13-52-12 АКЗ-13-62-12 АКЗ-14-41-12 АКН2-16-39-12 АКН2-16-48-12 АКН2-16-57-12 АКН2-17-48-12 АКН2-17-57-12

200 250 320 400 500 630 800 1000 1250

490 495 495 485 490 490 490 495 495

АКН2-17-23-16 АКН2-17-27-16 АКН2-17-31-16 АКН2-17-39-16 АКН2-18-39-16 АКН2-18-43-16 АКН2-18-53-16

315 400 500 630 800 1000 1250

365 365 365 365 370 370 370

600 мин -1 88 1025 121 1170 170 1400 500 мин -1 27 455 33 525 41,5 620 48 655 65 665 81 810 102 990 125 1060 154 1260 375 мин -1 43 480 54 565 67 685 84 855 108 950 132 1090 166 805 300 мин -1

МаПерехогрузовый чная К.П.Д. моспособмент, ность кН·м2

465 505 530

2,3 2,6 2,6

0,946 6,2 0,947 10,4 0,949 12,0

260 295 320 370 455 465 480 560 590

2,2 2,1 2,0 2,42 2,3 2,3 2,4 2,3 2,3

0,920 0,920 0,925 0,922 0,934 0,938 0,943 0,946 0,948

3,6 4,2 4,8 6,8 7,8 9,0 10,3 18,8 21,6

400 430 440 440 520 565 950

2,3 2,3 2,3 2,4 2,4 2,3 2,4

0,913 0,919 0,925 0,933 0,938 0,941 0,945

11,9 13,0 14,4 16,8 34,0 39,0 45,0

АКН2-17-31-20 315

290

48

535

335

2,3

0,912 14,8

АКН2-17-39-20 400

290

57

645

370

2,3

0,918 16,7

АКН2-18-27-20 500 АКН2-18-36-20 630

290 290

72 87

720 905

435 430

2,3 2,3

0,920 26,0 0,930 32,0

АКН2-18-43-20 800

295

112

1100

445

2,3

0,933 35,0

АКН2-19-33-20 1000 АКН2-19-41-20 1250

295 295

134 163

1130 775

550 1000

2,5 2,4

0,934 71,6 0,939 80,0

37

Окончание табл. 2.8

Типоразмер

ЧастоМощ- та враность, щекВт ния, мин -1

Ток статора, А

ЭСД ротора, В

Ток ротора, А

Перегрузочная способность

Маховый К.П.Д. момент, кН·м2

250 мин -1

АКН2-18-2724 АКН2-18-3124 АКН2-18-3624 АКН2-18-5724 АКН2-19-3324 АКН2-19-4124 АКН2-19-4724

315

240

49

535

370

2,3

0,911 65,0

400

240

62

625

400

2,3

0,916 70,0

500

240

78

765

400

2,4

0,919 73,5

630

245

98

990

490

2,5

0,920 84,0

800

254

110

880

560

2,3

0,930 88,0

1000

245

138

1100

570

2,3

0,933 100,0

1250

245

173

745

1040

2,4

0,932 108,0

38

ЗАДАЧИ И ПРИМЕРЫ РАСЧЁТА МЕХАНИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ ПОДЪЁМНЫХ УСТАНОВОК Задача 1.1 Рассчитать и выбрать стандартный подъемный канат для скиповой установки с тяжелым уравновешивающим канатом при отношении линейной массы q уравновешивающего каната к массе p подъемного каната µк = µ/р = 1,15 ÷ 1,25, Нк = 520 м. Используется скип 2СН9,5-1 с Qс = 8460 кг и Qn = 8500 кг; m ≥ 6,5; σв = 1568 Н/мм².

Решение. Линейная масса подъемного каната для установок с тяжёлым уравновешивающим канатом

р=

р=

Qп + Qc

σв − µкH к qm ρ о

, т.е.

8500 + 8460 = 8,63 кг / м. 1568⋅106 − 1,25 ⋅ 520 9,81⋅ 6,5 ⋅ 9400

Принимаем канат с р = 9,94 кг/м и Qр = 1 575 000 Н и уравновешивающий канат с q = 11,5 кг/м, тогда µк = 11,5 / 9,94 = 1,16. Запас прочности каната

m= m =

Qp g (Qп + Qc + qH к )

, т.е.

1 575 000 = 6,99 , что допустимо ПБ. 9,81( 8500 + 8460+ 11,5 ⋅ 520 )

Окончательно принимаем стандартный подъемный канат с р = 9,94 кг/м и Qp = 1 575 000 H; dk = 50,5 мм и уравновешивающий плоский канат с q = 11,5 кг/м шириной b = 170 мм и толщиной δ = 27,5 мм.

Задача 1.2 Определить размеры цилиндрического разрезного барабана (рис. 2.3) и выбрать однобарабанную подъемную машину из числа изготавливаемых на заводах по следующим данным: Н = 475 м; dк = 50,5мм; р = 9,94 кг/м; q = 0; Нк = 500 м; Qс =9300 кг; Qп = 8900 кг.

Решение. Диаметр барабана по формуле (2.9) Dб = 79 · 50,5 = 3990 мм.

39

Рис. 2.3. К расчёту цилиндрического разрезного барабана

Принимаем диаметр из числа изготавливаемых заводами барабанов Dб = 5 м (диаметр направляющего шкива Dн.ш = 4 м). Ширина (мм) одного разрезного цилиндрического барабана, занятая канатом однобарабанной подъемной машины

 Н + 2I и  Вк =  + 2nв.т + nв. з  (d к + bз ).  πDб  Зазор между свивающейся и навивающейся ветвями каната принимаем nв.з = 2, тогда

 475 − 2 ⋅ 30  Вк =  + 2 ⋅ 5 + 2  (50,5 + 3) = 2515  3,14 ⋅ 5  На заклиненной левой части барабана канат займет ее ширину, определяемую по формуле (2.11),

 475 + 30  Вк. з =  + 5  (50,5 + 3) = 1988  3,14 ⋅ 5  Принимаем ширину барабана В = 3 м. Ширина заклиненной части барабана от реборды до разреза барабана Вз = 2,4 м, т.е. Вз > Вк.з, что и необходимо. Проверяем барабан на статические нагрузки. Максимальное статистическое натяжение каната по формуле (2.13)

Т ст max = ( 8900 + 9300 + 9,94 ⋅ 500 ) 9,81 = 227 300 Н

Максимальная разность статических натяжений канатов по формуле (2.14)

Fст max = ( 8900 + 9,94 ⋅ 475 ) 9,81 = 133 630 Н 40

Полученные значения Tст max и Fст max не превышают значений, приведенных в табл. 2.6 Выбираем подъемную машину НКМЗ ЦР-5х3/0,6 (ЦР - цилиндрический разрезной барабан, 5 и 3 диаметр и ширина барабана, м; 0,6 – ширина Вп переставной части барабана).

Задача 1.3 Определить, какую рабочую часть Н подъемного каната можно расположить на двух цилиндрических барабанах машины 2Ц-5х2,4, если: Dб = 5 м, В = 2,4 м; dк = 50,5 мм, bз = 3 мм.

Решение. На основании формулы (2.11)

Н =

В πDб − I и − πDб nв.т , или d к + bз

Н = πDб (nв − nв.т ) − I и . Число витков каната на поверхности барабана

nв =

2400 В = = 44,86 d к + bз 50,5 + 3 Подставляя значения, получим:

Н = 3,14 ⋅ 5(44,86 − 5) − 30 = 595 м. Задача 1.4 Рассчитать элементы трехпериодной трапецеидальной диаграммы скорости и построить в масштабе эту и соответствующую ей диаграммы ускорений, если путь подъема Н = 250 м; расчетная продолжительность одной подъемной операции Тр = 45 с; пауза между подъемными операциями tп = 50 с; диаметр барабана Dб = 5 м; коэффициент резерва производительности подъемной установки С = 1,5.

Решение. Модуль ускорений (м/с²), рассчитывается по формуле

ам =

а1 а3 . а1 + а3

По Правилам технической эксплуатации (ПТЭ) при транспортировании людей ускорение а1 ≤ 1 м/с², замедление а3 ≤ 0,75 м/с². При транспортировании груза а1 может быть больше 1 м/с², если это допустимо расчетом на перегруз двигателя, а3 ≤0,75 м/с². При принятом а1 = а3 = 0,75 м/с²

ам =

0,75 ⋅ 0,75 = 0,375 м / с 2 0,75 + 0,75 41

Максимальная расчетная скорость

(а Т )

v р max = а мТ р −

2

м

v р max = 0,375 ⋅ 45 −

р

− 2а м Н ,

т.е.

(0,375 ⋅ 45)2 − 2 ⋅ 0,375 ⋅ 250 = 6,95 м / с.

При диаметре барабана Dб = 5 м, передаточном числе одинарной передачи i = 10,5 и синхронной частоте вращении асинхронного двигателя nсин = 300 об/мин (n = 295 об/мин) максимальная скорость

vmax =

πDб n 60i

=

3,14 ⋅ 5 ⋅ 295 = 7,35 м / c. 60 ⋅ 10,5

Максимальная скорость vmах = 7,35 м/с может быть допущена ПБ при подъеме – спуске людей. Продолжительности ускоренного и замедленного движений:

t1 = vmax / a1 ; t3 = vmax / a3 . Так как а1 = а3, то t1 = t3 =7,35 / 0,75 = 9,8с. Длины путей ускоренного и замедленного движений:

h1 = vmax t1 / 2; h3 = vmax t3 / 2. Так как t1 =t3, то h1 = h3 = 7,35 · 9,8 / 2 = 36 м. Длина пути и продолжительность равномерного движения:

h2 = H − h1 − h3 , т.е. h2 = 250 − 36 − 36 = 178 м;

t 2 = h2 / vmax , t 2 = 178 / 7,35 = 24,22 с. Полная продолжительность движения подъемных сосудов

T = t1 + t 2 + t3 . Подставив найденные значения, получим

T = 9,8 + 24,22 + 9,8 = 43,82 с. Проверка правильности расчета:

Т=

v 1 1 H + max  + , т.е. vmax 2  a1 a3 

42

Т=

250 7,35  1 1  + +   = 43,82 с. 7,35 2  0,75 0,75 

Расчет произведен правильно, так как результаты вычислений продолжительности движения – Т одинаковы. Фактический коэффициент резерва производительности подъемной установки

Сф = С

Т р + Тп

Сф = 1,5

Т + tп

, т.е.

45 + 10 = 1,52. 43,82 + 10

Рис. 2.4. Диаграммы скорости и ускорений

Задача 1.5 Определить движущие усилия на окружности барабана, мощности на валу подъемного двигателя в характерных точках трехпериодной диаграммы скорости. Построить диаграммы усилий (нагрузочные диаграммы на двигатель) и мощностей для подъемных систем без уравновешивающего каната, с равновесным уравновешивающим канатом и с тяжелым уравновешивающим канатом. Высота подъема Н = 730 м, полезная масса Qп = 5000 кг, время ускоренного, равномерного и замедленного движений t1 = 13,33 с; t2 = 59,66 с; tз = 13,33 с. Длины путей, пройденных в эти периоды, h1 = h3 = 66,7 м, h2 = 596,6 м. Продолжительность движения T = 86,32 с; линейная масса подъемного каната р = 8,37 кг/м; линейная масса уравновешивающего каната q = 9,43 кг/м; приведенная масса движущихся частей подъемной установки к окружности барабана mп = 80 000 кг; ускорение и замедление а1 = а2 = 0,73м/с²; максимальная скорость движения подъемных сосудов v - 10 м/с; к.п.д. передачи редуктора ηп = 0,94.

Решение. Движущие усилия (Н), создаваемые двигателем на окружности барабана двухклетевой (двухскиповой) установки (рис. 2.5),

F = [ kQп − (H − 2hx )(q − p ) ] g + mп a. 43

[

Для одноклетевой (односкиповой) установки с противовесом

]

F = kQп + Qc − Qпр − (H − 2hx )(q − p ) g + mп a,

где k - коэффициент вредных сопротивлений (для клетей k = 1,2; для скипов k = 1,15); hx - мгновенное значение пути, м; mп - масса всех движущихся частей установки, приведенная к окружности навивки, кг; Qпр - масса противовеса, кг.

Рис. 2.5. Схема к динамическому уравнению подъемной системы с постоянным радиусом навивки каната

1. Система без уравновешивающего каната (q = 0). На основании выражения (2.31) движущие усилия в начале подъема и конце ускоренного движения:

F1 = ( kQп + Н р ) g + mп a1 = ( 1,2 ⋅ 5000 + 730 ⋅ 8,37 ) 9,81 + 80 000 ⋅ 0,75 =

= 17,88 ⋅ 10 4 Н ; F2 = [kQп + (H − 2h1 ) p ] g + mп a1 = [1,2 ⋅ 5000 + (730 − 2 ⋅ 66,7 )8,37 ] 9,81 + + 80 000 ⋅ 0,75 = 16,78 ⋅ 10 4 Н . То же, в начале и конце равномерного движения:

F3 = [ kQп + (H − 2h1 ) p ] g = [ 1,2 ⋅ 5000 + (730 − 2 ⋅ 66,7 ) 8,37 ] 9,81 = = 10,78 ⋅ 10 4 Н ;

F4 = { kQп + [H − 2( h1 + h2 ) ] p } g =

= {1,2 ⋅ 5000 + [(730 − 2 ) 66,7 + 596,6 ] 8,37 } 9,81 = 0,987 ⋅ 10 4 Н . То же, в начале замедленного движения и конце подъема:

F5 = { kQп + [H − 2( h1 + h2 ) ] p } g − mп a з = = {1,2 ⋅ 5000 + [730 − 2( 66,7 + 596,6 ) ] 8,37 } 9,81 − 80 000 ⋅ 0,75 = 44

= – 5,01 · 104 Н.

F6 = ( kQп − Н р ) g − mп a3 = ( 1,2 ⋅ 5000 − 730 ⋅ 8,37 ) 9,81 − 80 000 ⋅ 0,75 =

= −6,01 ⋅ 10 4 Н . Мощности (кВт) на валу подъемного двигателя в тех же характерных точках диаграммы скорости

Nx =

Fx vx , 1000η п

При наших данных

N1 = 0 ; F2 vmax 16,78 ⋅ 10 4 ⋅ 10 N2 = = = 1985 кВт ; 1000η п 1000 ⋅ 0,94 F3vmax 10,78 ⋅ 10 4 ⋅ 10 N3 = = = 1147 кВт ; 1000η п 1000 ⋅ 0,94 F4 vmax 0,987 ⋅ 10 4 ⋅ 10 N4 = = = 105 кВт ; 1000η п 1000 ⋅ 0,94 F5 vmax η п − 5,01 ⋅ 10 4 ⋅ 10 ⋅ 0,94 N5 = = = − 470 кВт ; 1000 1000

N6 = 0 2. Система с равновесным уравновешивающим канатом (q = р). Движущие усилия на основании выражения (2.31): при ускоренном движении

F1 = F2 = kQп g + mп a1 = 1,2 ⋅ 5000 ⋅ 9,81 + 80 000 ⋅ 0,75 = 11,88 ⋅10 4 Н ; при равномерном движении

F3 = F4 = kQп g = 1,2 ⋅ 5000 ⋅ 9,81 = 5,88 ⋅10 4 Н ; при замедленном движении

F5 = F6 = kQп g − mп a3 = 1,2 ⋅ 5000 ⋅ 9,81 − 80 000 ⋅ 0,75 = −0,1 ⋅104 Н . Мощности на валу подъемного двигателя по формуле (2.37):

N1 = 0 ; 45

11,88 ⋅ 10 4 ⋅ 10 N2 = = 1260 кВт ; 1000 ⋅ 0,94 5,88 ⋅ 10 4 ⋅ 10 N3 = N 4 = = 626 кВт ; 1000 ⋅ 0,94 − 0,1 ⋅ 10 4 ⋅ 10 ⋅ 0,94 N5 = = −10,3 кВт ; 1000

N 6 = 0. 3. Система с тяжелым уравновешивающим канатом (q – р = 9,43 8,37 = 1,06 кг/м) . Движущие усилия по формуле (2.31) в точках, указанных в расчете без уравновешивающего каната:

F1 = [kQn − H (q − p )]g + mn a1 = (1,2 ⋅ 5000 − 730 ⋅ 1,06 ) ⋅ 9,81 + 80 000 ⋅ 0,75 = 11,12 ⋅ 10 4 H ; F2 = [kQn − (H − 2h1 )(q − p )]g + mn a1 = [1,2 ⋅ 5000 − (730 − 2 ⋅ 66,7 )1,06]×

× 9,81 + 80 000 ⋅ 0,75 = 11,26 ⋅ 10 4 H ; F3 = [kQn − (H − 2h1 )(q − p )]g = [1,2 ⋅ 5000 − (730 − 2 ⋅ 66,7 )1,06]×

× 9,81 + 80 000 ⋅ 0,75 = 5,26 ⋅ 10 4 H ; F4 = { kQn − [ H − 2( h1 + h2 ) ]( q − p ) } g =

= {1,2 ⋅ 5000 − [ 730 − 2( 66,7 + 596,6 ) ]1,06 }⋅ 9,81 = 6,5 ⋅ 10 4 H ;

F5 = { kQn − [ H − 2( h1 + h2 ) ]( q − p ) } g − mn a3 =

= {1,2 ⋅ 5000 − [ 730 − 2( 66,7 + 596,6 ) ]1,06 }⋅ 9,81 − 80 000 ⋅ 0,75 = = 0,5 ⋅ 10 4 H ; F6 = [kQn + H (q − p )]g − mn a3 = (1,2 ⋅ 5000 + 730 ⋅ 1,06 ) ⋅ 9,81 − 80 000 ⋅ 0,75 = = 0,64 ⋅ 10 4 H . Мощности на валу подъемного двигателя по формуле (2.37):

N1 = 0 ; 11,26 ⋅ 10 4 ⋅ 10 N2 = = 1198 кВт ; 1000 ⋅ 0,94 5,26 ⋅ 10 4 ⋅ 10 N3 = = 560 кВт ; 1000 ⋅ 0,94

46

6,5 ⋅ 10 4 ⋅ 10 N4 = = 691 кВт ; 1000 ⋅ 0,94 0,5 ⋅ 10 4 ⋅ 10 N5 = = 53,2 кВт ; 1000 ⋅ 0,94

N6 = 0 . Диаграммы для этого примера показаны на рис. 2.6.

Рис. 2.6. Диаграммы к расчету подъемной системы

Вопросы для самопроверки 1. Какие Вы знаете основные конструкции современных типов подъемных установок? 2. Каково устройство скиповой подъемной установки? 3. Какие основные узлы клетевой подъемной установки? 4. Назовите подъемные сосуды и как они выбираются? 47

5. Какова конструкция шахтных подъемных канатов? 6. Как выбрать шахтный подъемный канат? 7. Назовите основные марки цилиндрических барабанов, их конструктивные узлы. 8. По каким параметрам выбираются подъемные машины? 9. Объясните трехпериодную диаграмму скорости подъема. 10. Для каких подъемных установок применяется пятипериодная диаграмма скорости? 11. Уравнение Федорова. Каково его назначение? 12. Что представляет собой диаграмма движущих усилий для клетевого подъема, как она строится? 13. Как определить эквивалентную мощность электропривода подъема? 14. Перечислите основные этапы проектирования подъемных установок. 15. Основные схемы электропривода подъема. Перечислите их.

48

Раздел 4 ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ

Назначение, общее устройство пневматических установок Проектирование пневматических установок Задачи и примеры расчета пневматических установок

123

Глава 7. НАЗНАЧЕНИЕ, ОБЩЕЕ УСТРОЙСТВО ПНЕВМАТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК Пневматическая установка представляет сложный комплекс энергомеханического оборудования, предназначенного для получения сжатого воздуха и подачи его к различным потребителям на горных предприятиях. Сжатый воздух как энергоноситель (пневматическая энергия) используется в приводе бурильных, выемочно-погрузочных, транспортных и других вспомогательных машин и агрегатов, применяемых при добыче полезных ископаемых. Кроме того, сжатый воздух может выступать в качестве главного элемента технологического процесса, когда речь идет о пневматическом транспорте и эрлифтном подъеме горных пород, а также некоторых способах обогащения полезных ископаемых. Масштабы применения пневматической энергии на современных горных предприятиях определяются ее главными технологическими особенностями – низким коэффициентом полезного действия пневматических установок как трансформаторов энергии, с одной стороны, и ее безопасностью при использовании в шахтах, опасных по газу и пыли, с другой стороны. Кроме того, в ряде случаев пневматический привод упрощает конструкцию машин и агрегатов, способствуя их компактности и более высокой эксплуатационной надежности и экономической эффективности, что наглядно иллюстрирует пример буровых машин ударного и ударно-вращательного действия. Несмотря на ограниченность области эффективного применения энергии сжатого воздуха, пневматические установки остаются важным техническим атрибутом энергомеханического хозяйства горных предприятий. Потребность в сжатом воздухе непосредственно в шахте или карьере удовлетворяется в большинстве случаев индивидуальными компрессорными агрегатами или передвижными пневматическими установками. Горные и горно-проходческие работы на шахтах, опасных по газу и пыли, а также оборудование промплощадок обогатительных фабрик, шахт и карьеров обеспечиваются сжатым воздухом, как правило, от стационарных пневматических установок по разветвленным сетям воздухопроводов. На рис. 7.1 приведена принципиальная схема стационарной пневматической установки, оборудованной поршневым компрессором. Как и во всех установках, служащих для перемещения жидкостей (текучего), в составе пневматической установки выделяют два основных элемента: компрессор – гидромашину, в которой механическая энергия преобразуется в пневматическую, и внешнюю сеть – систему каналов всасывающего 3 и нагнетательного 5 трубопроводов, при движении по которым воздух частично расходует полученную в компрессоре энергию, обеспечивая необходимый ее запас у потребителя. Процесс преобразования энергий в компрессоре 4 сопровождается выделением тепла, отвод которого осуществляется системой охлаждения 6. По выходе из компрессора нагретый воз124

дух проходит через последующий 7 и конечный 10 охладители. Холодная вода к охладителям подается циркуляционной насосной установкой 11 по системе трубопроводов 12. Нагретая вода по трубопроводу 13 поступает в градирню 14, после охлаждения в которой она снова возвращается в систему отвода тепла стационарной пневматической установки. Атмосферный воздух перед поступлением в компрессор очищается от механических примесей, пройдя через воздухозаборное устройство 1 и очистную камеру (фильтр) 2. Сжатый воздух проходит очистку в масловлагоотделителе 8. Для сглаживания пульсаций, возникающих при цикличной подаче сжатого воздуха компрессором, а также для компенсации колебаний воздухопотребления служит воздухосборник 9.

Рис. 7.1. Принципиальная схема стационарной компрессорной установки

Помимо показанных на схеме элементов в состав пневматической установки входят: привод с системой автоматического управления и регулирования режима работы компрессора; пускорегулирующая, запорная и предохранительная арматура пневматической сети (задвижки, вентили, обратные и предохранительные клапаны, компенсаторы температурных изменений длины трубопроводов и др.); контрольно-измерительная аппаратура; система смазки компрессоров и пр. 7.1. Основное оборудование компрессорных станций пневматических установок Компрессорные станции стационарных пневматических установок горных предприятий оборудуются, как правило, компрессорами общего промышленного назначения, так как необходимое давление сжатого воздуха обычно не превышает 8 – 9 бар. Наиболее часто для этих целей используют поршневые и центробежные компрессоры. Ограниченное при125

менение в условиях горного производства имеют винтовые компрессоры. Основные технические параметры поршневых и центробежных компрессоров, применяемых на стационарных пневматических установках горных предприятий, даны в табл. 7.1. При маркировке прямоугольных компрессоров приняты следующие обозначения: буквенный индекс ВП - воздушный прямоугольный; первая цифра перед буквенным индексом - условный номер базы (рамы с кривошипно-шатунным механизмом); следующие две цифры перед буквенным индексом указывают допустимое усилие на штоке в десятках тысяч Ньютонов; цифры после буквенного индекса отображают номинальную подачу (м3/мин) и избыточное давление (бар) сжатого воздуха. Горизонтальные компрессоры маркируются следующим образом: буквенный индекс М многорядная база; цифра перед буквенным индексом – количество рядов; цифры непосредственно после буквенного индекса – допустимое усилие на штоке в десятках тысяч Ньютонов; через дефис указаны номинальная подача (м3/мин) и избыточное давление (бар) компрессора. Поршневые компрессоры 2М10-50/8 и 4М10-100/8 выполнены по оппозитной схеме, при которой цилиндры компрессора располагаются по обе стороны от оси вращения коленчатого вала и имеют взаимно противоположное направление движения шатунно-поршневых групп. Равенство сил инерции поступательно движущихся масс и поршневых сил с противоположным их направлением в каждой паре цилиндров первой и второй ступеней обеспечивает высокую степень уравновешенности компрессора, что, в свою очередь, позволяет увеличить частоту вращения коленчатого вала и при прочих равных условиях снизить размеры и массу компрессорного агрегата и его фундамента. Все основные узлы обоих горизонтальных компрессоров унифицированы. Компрессоры имеют две автономные системы смазки. Смазка стенок цилиндров осуществляется специальным лубрикатором. Для подачи масла к трущимся элементам механизма движения используется шестеренчатый насос. Производительность компрессоров регулируется перепуском воздуха с нагнетательной стороны во всасывающую по байпасу, снабженному перепускным клапаном с регулятором давления. Для устранения резонансных явлений во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, в связи с пульсирующей подачей воздуха, перед первой ступенью и после второй ступени компрессоров устанавливаются специальные буферные емкости. Прямоугольные компрессоры марки ВП, как и горизонтальные марки М, имеют двухступенчатое исполнение. Цилиндры первых ступеней компрессоров ВП располагаются вертикально, а цилиндры вторых ступеней – горизонтально, образуя, таким образом, прямой угол между осями цилиндров. Прямоугольные компрессоры обладают достаточно высокой степенью уравновешенности инерционных сил. Шатуны обеих ступеней насажены на общую шейку коленчатого вала, что обеспечивает компактность ком126

прессора, простоту монтажа и надежность в работе. Компрессоры снабжены встроенным электроприводом. Электродвигатель при помощи присоединительного фланца крепится консольно к раме компрессора и не требует соответствующей площади фундамента для его размещения. Центробежный компрессор (турбокомпрессор) ЦК-115/9 представляет двухкорпусную шестиступенчатую турбомашину с внешним охлаждением. Каждая ступень компрессора имеет спиральный отвод, а перевод воздуха из ступени в ступень осуществляется по наружным перепускным каналам. В первом корпусе компрессора размещены две ступени, во втором - четыре. Секции низкого и высокого давлений соединены между собой зубчатой муфтой. Компрессор ЦК-115/9, как и все турбокомпрессоры, снабжен повышающим зубчатым редуктором (мультипликатором). Турбокомпрессоры К-250-61-2 и К-500-61-1 построены по одинаковой аэродинамической схеме и на основе полного конструктивного подобия. Каждый из них представляет однокорпусную шестиступенчатую турбомашину, разделенную на три секции с двумя промежуточными холодильниками. Перевод воздуха между ступенями секций осуществляется при помощи лопаточных спрямляющее – направляющих аппаратов, а между секциями – по внешним перепускным каналам. Выбор типа компрессора для стационарных компрессорных станций обычно производится на основе технико-экономического сравнения вариантов. Специальными исследованиями установлено, что при расчетной производительности компрессорной станции менее 200 м3/мин наиболее целесообразны однотипные поршневые компрессоры горизонтального или прямоугольного типа с номинальной подачей от 10 до 50 м3/мин. При расчетной производительности компрессорной станции 200 – 500 м3/мин следует применять горизонтальные поршневые компрессоры 4М10 – 10/8 с номинальной подачей 100 м3/мин. При производительности станции 500 – 1000 м3/мин целесообразны центробежные компрессоры ЦК-115/9 и К-250-61-2 с подачей соответственно 115 и 250 м3/мин. При производительности станции более 1000 м3/мин следует ориентироваться на центробежные компрессоры К-500-61-1 с номинальной подачей воздуха 500 м3/мин. Центробежные компрессоры рекомендуется использовать в комплекте с некоторым количеством (до 25 % от расчетной производительности компрессорной станции) поршневых, которые включаются в работу в периоды циклов пониженного воздухопотребления. Кроме того, поршневые компрессоры необходимы также для подачи во внешнюю пневматическую сеть некоторого количества масла, чтобы исключить коррозию внутренних поверхностей труб и вспомогательного оборудования. Для обеспечения надежной работы компрессорной станции предусматриваются резервные компрессорные агрегаты, количество которых зависит от типа выбранных компрессоров. Если в качестве рабочих выбраны поршневые компрессоры, то при их количестве от 1 до 3 в резерве 127

достаточно иметь один компрессорный агрегат, однотипный с рабочими. При количестве рабочих поршневых компрессоров 4 – 6 и выше устанавливают два резервных агрегата. Центробежные рабочие компрессоры при их количестве 1 – 2 резервируются одним агрегатом, а при трех и более рабочих компрессорах необходимо иметь два резервных агрегата. 7.2. Вспомогательное оборудование пневматических установок Воздухосборники – металлические сосуды цилиндрической формы и вертикального расположения, имеющие вместимость от 0,5 до 25 м3. Помимо прямого назначения (гашения пульсаций подачи воздуха компрессором), воздухосборники используют для выделения масла и влаги, а также для частичного охлаждения воздуха. Технические параметры воздухосборников в соответствии с ГОСТ 9028 – 79 представлены в табл. 7.1. Технические параметры масловодоотделителей, встраиваемых в воздухосборники, даны в табл. 7.2. Таблица 7.1 Технические параметры воздухосборников Воздухосборник

Вместимость, м3

В-0,5 В-1 В-1,6 В-2 В-3,2 В-4 В-6,3 В-8 В-10 В-16 В-20 В-25

0,5 1,0 1,6 2,0 3,2 4,0 6,3 8,0 10,0 16,0 20,0 25,0

Толщина стенки, мм Внутренний Масса, кг диаметр, мм обечайки днища

600 800 1000 1000 1200 1200 1400 1600 1600 2000 2000 2000

4 5 5 5 6 6 6 7 7 8 8 9

6 6 6 6 8 8 8 8 8 10 10 12

200 290 420 520 795 935 1220 1615 1950 2800 3370 4615

Подача компрессора, м3/мин

3 6 3 6 – 10 20 30 50 100 100 -

Вместимость воздухосборника (м3) выбирают по производительности работающего на него компрессора:

Vсб = 1,6 Q , 128

(7.1)

где Q – производительность компрессора, м3/мин. Если воздухосборник один на несколько компрессорных агрегатов, то его необходимая вместимость определяется по суммарной производительности компрессоров, включая и резервные. Считается, что установка воздухосборников для гашения пульсаций подачи компрессоров необходима, если их суммарный объем составляет более 20 % от общей вместимости трубопроводов пневматической сети. Таблица 7.2 Технические параметры масловодоотделителя Параметры

Вместимость, м3 Избыточное давление, бар Масса, кг Вместимость воздухосборника, м3

Марка масловодоотделителя У-0,10

У-0,25

У-0,50

У-0,63

У-1,00

У-1,60

У-3,20

0,10

0,25

0,50

0.63

1,00

1,60

3,20

0,8

0,8

0,8

0,8

0,8

0,8

0,8

131

304

620

650

840

890

1090

4,0

6,3

8,0

10,0

16,0

20,0

25,0

Концевые охладители. Расход охлаждающей воды в концевых охладителях составляет примерно 2 – 2,5 л на 1 м3 сжатого воздуха. Технические параметры концевых охладителей даны в табл. 7.3 Поршневые компрессоры производительностью 50 и 100 м3/мин оснащаются вертикальными кожухотрубными концевыми охладителями соответственно марок ХК-50 и ХК-100. На центробежных компрессорах производительностью 250 и 500 м3/мин устанавливают охладители соответственно ВОК-250 и ВОК-500. Для уменьшения длины воздухопровода с высокой температурой концевые охладители следует размещать, возможно, ближе к компрессорам. Всасывающие фильтры. На пневматических установках горных предприятий наибольшее распространение получили масляные самоочищающиеся и металлические висциновые фильтры. Общая площадь фильтров принимается из условия обеспечения скорости движения воздуха через фильтр 0,3 – 1,0 м/с или 0,3 – 1,0 м2 на каждые 1000 м3/мин подачи компрессора. Технические параметры сетчатых самоочищающихся фильтров даны в табл. 10.4. Фильтры марки КТ заправляют маслом с низкой температурой застывания. Смена масла в баке производится при насыщенности масла пылью 0,15 кг на 1 л. Два раза в год сетки и масляный бак промывают 10 %-ным раствором каустической соды. Начальное сопротивление 129

фильтров составляет 100 Па, степень очистки воздуха – 90 % при среднедисперсной пыли и 65 % – при тонкодисперсной. Таблица 7.3 Технические параметры концевых охладителей Параметры

ХК-50

Поверхность охлаждения, м2 Избыточное давление, бар: воздуха охлаждающей воды Температура воздуха, °С: на входе на выходе Температура воды, °С Масса, кг

Концевой охладитель ХК-100 ВОК-250

ВОК-500

14

34

100

180

8 3

8 3

8 2

8 2

144 60 25 1040

144 60 25 1460

140 36 20 1685

140 30 20 2739

Висциновые фильтры марки Ф выпускают двух типоразмеров: Ф50 и Ф100 соответственно на подачу компрессора 50 и 100 м3/мин. Сопротивление фильтров 50 Па. Площадь фильтрующей поверхности одной ячейки фильтра – 0,44 м2. Количество ячеек в фильтрах - 2 (Ф50) и 4 (Ф100). Таблица 7.4 Технические параметры сетчатых самоочищающихся фильтров Параметры 2

Рабочее сечение, м Расход воздуха, м3/мин Количество масла, кг Габариты, мм: толщина длина ширина Масса, кг

КТЗО

КТ40

Фильтр КТ60 КТЗО

3,155

3,94

6,31

7,88

12,62

15,76

525

655

1050

1310

2100

2630

290

290

85

585

585

85

440 2077 2775 600

440 2077 3275 650

440 3827 3275 1000

440 3827 3275 1085

440 3827 4775 1360

440 3827 5775 2630

КТ 120

КТ 160

Система водоснабжения. Система водяного охлаждения компрессорной станции состоит из промежуточных, последующих и конечных охладителей сжатого воздуха, водяных рубашек цилиндров, холодильных элементов масловодоотделителей, охладителей смазочных масел, установок водоснабжения, регенерации и оборота охлаждающей воды. 130

Водоснабжение охладителей, как правило, централизованное. При малом расходе и обеспеченном источнике охлаждающей воды применяют прямоточные схемы водоснабжения, при которых вода после нагрева в теплообменниках сбрасывается в водоемы или направляется в системы теплоснабжения объектов промплощадки предприятия. При циркуляционных схемах водоснабжения насосная станция обеспечивает подачу холодной и возврат горячей воды по системе трубопроводов для последующего охлаждения. Количество теплоты (кДж/кг), отводимой водяной рубашкой цилиндра компрессора, определяется по формуле

q тц =

n−k C v (T2 − T1 ), n −1

(7.2)

где п – показатель политропы сжатия воздуха в цилиндре (n = 1,20 ÷ 1,25); k = 1,4 – показатель адиабатного сжатия воздуха; Сv = 0,721 кДж/(кг·К) – изохорная теплоемкость воздуха; Т1 и Т2 – температура воздуха в компрессоре соответственно в начале и конце процесса сжатия, К. Удельная теплота (кДж/кг), отводимая в промежуточных, последующих и концевых охладителях пневматической установки,

q тх = С р (Т н − Т к ),

(7.3)

где Ср = 1,005 кДж/(кг·К) - изобарная теплоемкость воздуха; Тн и Тк — температура воздуха соответственно в начале и конце пути движения в охладителях, К. Полное удельное количество теплоты (кДж/кг), отводимое в компрессорном агрегате: а) для поршневых компрессоров –

q тк = zq тц + q тх ;

(7.4)

б) для центробежных компрессоров –

qтк = qтх ,

(7.5)

где z — число цилиндров в поршневом компрессоре. Полное количество теплоты, отводимой системой охлаждения компрессорного агрегата в единицу времени (кДж/ч),

E T = 60 ρ вс q тк Q ,

(7.6) где ρ – 1,2 кг/м – плотность воздуха при нормальных атмосферных условиях, а Q - производительность компрессора, м3/мин. Расчетный расход (м3/ч) охлаждающей воды на один компрессорный агрегат 3

E ов =

ET , C в (t в1 − t в 2 ) 131

(17.7)

где Св = 4,2 кДж/(кг·К) – теплоемкость охлаждающей воды, а tв1 и tв2 температура охлаждающей воды соответственно на входе и на выходе системы охлаждения. При достаточном расходе перепад температуры охлаждающей воды между входом и выходом должен быть не более 15 °С. Температура воды не более + 25 °С на входе и + 40 °С на выходе из системы охлаждения. При циркуляционных системах водоснабжения вода от компрессорных станций поступает на охлаждение в градирню или брызгальный бассейн. Брызгальные бассейны просты в строительстве и эксплуатации и требуют небольших затрат на их сооружение. Однако они обладают низкой теплоотдачей, зависящей от направления и скорости ветра. Поэтому для районов с продолжительными штилями в летнее время применение брызгальных бассейнов не рекомендуется. Необходимая площадь брызгальных бассейнов составляет в среднем от 0,8 до 1,3 м2 на 1 м3 охлаждаемой в час воды. При исчислении нагрузки на 1 м2 бассейна это составит 0,8 м3/ч для небольших и до 1,3 м3/ч для больших бассейнов. На пневматических установках горных предприятий для охлаждения воды используются также открытые градирни башенного типа высотой 15 – 20 м, представляющие собой сооружение, состоящее из резервуара охлажденной воды, оросительного устройства с рештаками для разбрызгивания воды и вытяжной башни для циркуляции охлаждающего воздуха за счет естественной тяги или принудительного наддува. Крупные компрессорные станции оснащаются вентиляторными секционными градирнями, обеспечивающими глубокое охлаждение воды. Машинный зал компрессорной станции обязательно оборудуется приточно-вытяжной системой вентиляции; один вентилятор нагнетает воздух в машинный зал, другой отсасывает его по системе воздушных коллекторов-распределителей.

132

133

Глава 8. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПНЕВМАТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК Пневматическая установка представляет собой компрессорную станцию в сочетании с внешней воздухопроводной сетью. Комплект оборудования, включающий рабочие машины: компрессоры, привод, аппаратуру энергоснабжения и автоматизации, вспомогательное оборудование – называют компрессорной станцией. Компрессорные станции устанавливаются на сравнительно небольшом расстоянии от стволов шахт и рудников. К потребителям пневмоэнергии станций воздух поступает по общей пневматической сети, представляющей собой разветвленную систему трубопроводов, проложенных по вертикальным, наклонным и горизонтальным выработкам. Исходными данными для проектирования пневматических установок являются: план ведения горных работ; число, род и техническая характеристика потребителей воздуха и распределение их по сменам и участкам шахты; режим работы и годовая производительность шахты; стоимость электроэнергии; наличие воды для охлаждения и другие данные. В процессе проектирования пневматических установок необходимо: установить требуемую производительность компрессорной станции; выбрать тип и число компрессоров, двигатели к ним; установить давление сжатого воздуха на выходе компрессорной станции; составить схему воздухопроводной сети и рассчитать ее; произвести технико-экономические расчеты по определению капитальных затрат на оборудование и монтаж пневматической установки, определить проектную стоимость 1 м3 воздуха и расход его на 1 т добычи, расход электроэнергии на 1 т добычи и на 1 м3 воздуха. 8.1. Расчет производительности компрессорной станции Производительность компрессорной станции определяется как сумма расходов сжатого воздуха потребителями в наиболее загруженный период суток и расхода на утечки воздуха через неплотности в магистральном воздухопроводе и местах присоединения потребителей. Указанный период устанавливают в соответствии с организацией горных работ по графикам работы добычных и подготовительных участков. В расчете учитывают износ, неоднородность работы и степень загрузки потребителей. 134

Производительность компрессорной станции: z

Vк.с = К р К о ∑ nniVni K иi K зiVутl + Vпр nпр ,

(8.1)

i =1

где Κ р = 1,05…1,1 – коэффициент резерва производительности компрессорной станции на неучтенных потребителей; Κ о – средневзвешенный коэффициент одновременности работы потребителей (коэффициент одновременности работы – отношение числа работающих в данный момент потребителей к общему числу тех, которые должны находиться в работе); i – номер группы однотипных потребителей; Ζ – число групп однотипных потребителей; nn – число однотипных потребителей; Vn – номинальный расход воздуха одним потребителем данной группы при непрерывной его работе, м3/мин; Κ u – коэффициент, учитывающий увеличение расхода воздуха в связи с износом потребителей; Κ 3 – коэффициент загрузки, учитывающий изменение расхода воздуха потребителями при отклонении фактической нагрузки от номинальной и при регулировании; для комбайнов и их лебедок, бурильных и отбойных молотков, буро-сбоечных станков, гировозов Κ 3 = 1; для породопогрузочных машин Κ 3 = 0,25; для вентиляторов местного проветривания Κ 3 = 0,7; для маневровых лебедок Κ 3 = 0,8;

V yт = 3 м3/мин – допустимые утечки через неплотности на 1 км магистрального трубопровода; l – длина магистрального воздухопровода по шахте, км; Vnp = 0,4 м3/мин – допустимые утечки через неплотности в месте присоединения одного потребителя к воздухопроводу; nnp - число мест присоединений потребителей. В среднем утечки воздуха на 1 км воздухопровода без деления их на утечки в магистральном трубопроводе и в местах присоединения потребителей можно принимать 4…5 м3/мин. Средневзвешенный коэффициент одновременности работы потребителей определяется в зависимости от средневзвешенного коэффициента включения работающих потребителей Κ в и общего числа потребителей n (рис. 8.1).

135

Рис. 8.1. Коэффициент одновременности работы потребителей сжатого воздуха

Коэффициент включения определяют по формуле z

Kв =

∑ V ср.i

i =1 z

∑ Vmax i

z

=

∑ niVni K ui K зi K вi

i =1

i =1

z

.

(8.2)

∑ niVni K ui K зi

i =1

Коэффициент включения K Β отдельного потребителя (относительное машинное время его работы) принимается равным: для комбайнов, их лебедок и вентиляторов местного проветривания – 1; для бурильных молотков – 0,65; для буросбоечных станков – 0,5; для породопогрузочных машин и отбойных молотков – 0,4; для гировозов – 0,3; для маневровых лебедок – 0,05. Выбор типа и числа компрессоров производится следующим образом: при производительности компрессорной станции 200…500 м3/мин принимают поршневые компрессоры 4М10-100/8, при 500…1000 м3/мин – центробежные компрессоры К-250, при большей производительности – центробежные компрессоры К-500. Число резервных компрессоров принимают: на 1-2 работающих – 1 резервный, на 4-5 работающих – 2 резервных, на 3 работающих – 1 резервный при поршневых и 2 резервных при центробежных компрессорах. Тип и марка компрессора выбирается по табл. 8.1, 8.2. Давление сжатого воздуха у компрессорной станции Ρк.с. (МПа) устанавливается как сумма давления у потребителей и потерь давления в магистральном воздухопроводе и шлангах. При ориентировочных расчетах:

Ρк.с = Ρп + ∆Ρм ⋅ l + ∆Ρш , 136

(8.3)

где Ρп – избыточное давление у потребителей, принимается равным 0,5 МПа; ∆Ρм = 0,03 МПа – средние удельные потери давления в магистральном трубопроводе; l – длина воздухопровода от компрессорной станции до самого удаленного потребителя, км; ∆Ρш = 0,03 МПа – суммарные потери давления в шлангах. 8.2. Расчет воздухопроводной сети В соответствии со схемой вскрытия месторождения составляют схему воздухопроводной сети. Точкам разветвления и концевым точкам воздухопровода присваивают цифровые или буквенные обозначения, разбивая схему на отдельные участки. На схему наносят фактические длины участков lф ; учет сопротивлений в арматуре и фасонных частях трубопровода производится увеличением фактической длины на 10%, т.е. l р = 1,1 ⋅ lф . По формуле 8.1. определяют расходы воздуха на каждом участке и полученные значения наносят на схему. Зная расход воздуха на участках, по номограмме (рис. 8.2) определяют оптимальные диаметры труб d опт в зависимости от давления компрессоров Ρк.с и затем выбирают стандартные трубы большего диаметра d ; диаметры труб указывают на схеме. В зависимости от расхода воздуха и давления Ρк.с по номограмме (рис. 8.3) определяют оптимальные удельные потери давления ∆Ρуд (МПа/км) для всех участков сети. Умножением удельных потерь на расчетные длины участков получают оптимальные потери давления на этих участках, т.е. ∆Ρопт = ∆Ρуд ⋅ lр . Для всех участков сети вычисляют скорость движения воздуха по формуле

υ= 60

V ρ0 4 ρ0V = , 2 πd ρср 60 πd 2 ρср

(8.4)

4

где ρ о = 1,293 – плотность воздуха при нормальных условиях, кг/м3; V – объемный расход воздуха при нормальных условиях, м3/мин. Потери давления ∆Ρ на всех участках сети вычисляют по формуле

l p υ2 ∆Р = λ ρср , d 2

137

(8.5)

где λ – коэффициент гидравлического трения (при расчетах шахтных воздуховодов принимают λ = 0,0334); l р – расчетная длина участка воздухопровода, м, равная сумме фактической и эквивалентной длин; эквивалентная длина учитывает сопротивления в арматуре и фасонных частях воздуховода и принимается равной 10% фактической длины; υ – скорость движения воздуха, м/с; ρ ср – средняя плотность сжатого воздуха кг/м3; d – внутренний диаметр труб, м. Полученные значения наносятся на схему. В расчете должно быть соблюдено условие ∆Ρ ≤ ∆Ρопт . При нарушении этого условия следует применять трубы большего диаметра.

Рис.8.2. Номограмма расчета воздухотрубопровода по оптимальному диаметру

Рис. 8.3. Номограмма расчета воздухотрубопровода по оптимальным удельным потерям

138

8.3. Расчет мощности компрессора и выбор приводного двигателя В качестве электропривода компрессоров применяют обычно синхронные двигатели, и лишь в тех случаях, когда они не подходят по мощности или по числу оборотов, применяют асинхронные двигатели. Выбирают приводной двигатель по расчетной мощности:

Nр =

Lиз Qк , 1000 ⋅ 60 η η

(8.6)

из м

где Lиз – работа при изотерическом сжатии, Дж; Qк – производительность компрессора;

ηиз =

0,8 - 0,75 – кпд при изотерическом сжатии;

η м = 0,85 - 0,95 – кпд механическое. Lиз = 2,303 ⋅ P1V1 ⋅ lq

P2 , V2

(8.7)

где P1 , P2 - начальное и конечное давление, соответственно V1,V2 - начальный и конечный объем. Мощность с учетом 10 – 20 % резерва составляет Nнр = 1,1 −1,2 N р , по табл. 8.3 выбираем приводной электродвигатель. 8.4. Расчет и выбор охлаждения компрессоров Расход воды на охлаждение можно установить по данным завода изготовителя компрессоров или приближенно по средним удельным нормам; на 1 м3 воздуха: для поршневых двухступенчатых компрессоров с давлением до 8 ати – 4,5 – 5,5 л/м3; для поршневых одноступенчатых – 1,5 – 2 л/м3; для турбокомпрессоров с давлением до 7 – 8 ати – 5 – 6 л/ м3 . Разность температур воды на выходе и входе в систему охлаждения должна быть 10 – 150 при температуре нагретой воды не более 400 С. Необходимое количество охлаждающей воды для работающих компрессоров определяется по формуле

Q=

60 ⋅ nQк q , 1000

(8.8)

где n – число работающих компрессоров; q – расход воды на 1 м3 сжатого воздуха. 139

8.5. Расчет и выбор воздухосборника Воздухосборники представляют собой стальные цилиндрические резервуары, устанавливаемые между компрессорами и воздухопроводной сетью (рис. 8.4). Они служат для сглаживания колебаний давления, которое обусловливается прерывистым характером подачи сжатого воздуха поршневыми компрессорами. В воздухосборнике происходит частичная конденсация паров воды и масла, содержащихся в сжатом воздухе. Объем индивидуального воздухосборника определяется по формуле

Vв = 1,6 Qк , где Qк – производительность компрессора, м3/мин. Воздухосборники выбираем по табл. 8.4.

Рис. 8.4. Воздухосборник

140

(8.9)

8.6. Расчет и выбор фильтров Для очистки воздуха от пыли применяются фильтры. У небольших компрессоров фильтр устанавливается непосредственно на всасывающем патрубке или всасывающем трубопроводе. На компрессорных станциях фильтры устанавливаются в специальных воздухоприемных камерах, располагаемых у стены здания станции. Для компрессорных станций принимаем один общий фильтр, состоящий из отдельных сменных ячеек размером 500х500 мм. Необходимая площадь фильтрации определяется по формуле:

F=

2V . 60υ

(8.10)

Необходимое число ячеек на фильтре:

n яч =

F , f

(8.11)

где υ – скорость воздуха, равна 0,9 м/мин; f – площадь ячейки, м2. Таблица 8.1 Техническая характеристика компрессоров типа ВП Тип компрессора Показатели

Производительность, м3/мин Рабочее давление, ат Диаметр цилиндров, мм низкого давления высокого давления Ход поршня, мм Скорость вращения вала компрессора, об/мин Мощность на валу компрессора, кВт Масса компрессора без эл. двигателя, кг Основные размеры, мм длина ширина высота

ВП-10/8

ВП-30/8

ВП-50/8

ВП-100/8

10 8

30 8

50 8

100 8

270 160 180 735

470 295 220 500

600 350 300 375

830 490 370 187

57,7

172,5

275

530

1550

4160

7500

20630

1600 950 1550

2425 1660 2650

3700 3100 3300

6855 4855 4000

141

Таблица 8.2 Техническая характеристика горизонтальных двухступенчатых компрессоров Параметр

Производительность Рабочее давление (не более) Количество цилиндров Скорость вращения вала компрессора Мощность электродвигателя Скорость вращения электродвигателя Габаритные размеры: длина ширина высота Вес компрессора

Тип компрессора

Единица измерения

1ВГ

2ВГ

55В

м3/мин кГ/см2 шт.

60 8 2

100 8 2

100 8 2

об/мин кВт

187 360

167 625

167 590

об/мин

187

167

167

мм мм мм кг

6600 6670 2450 –

6120 4425 2460 25700

6460 5200 2942 26940

Таблица 8.3 Характеристика приводов компрессора

Компрессор

Производительность, м3/мин

Давление воздуха, кГ/см2

160В-20/8

20

8

55В

100

8

2ВГ

100

8

В-300-2к 160В-40/8

40 40

8 8

Электродвигатель

Асинхронный с фазным ротором АМ-6-128-8 То же, АК-112-8 Синхронный двигатель СМ-136-8 Синхронный двигатель МС-324-7/36 Синхронный двигатель ДСК-260/24-36 Синхронный двигатель СДК-320-333 Асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором ДАМСО-1410-8 142

Мощность двигателя, кВт

Скорость вращения, об/мин

155 160

735 735

146

750

590

136

625

167

250

333

310

730

2

3

5

6,5

8

10

16

20

Р-3

Р-5

Р-6,5

Р-8

Р-10

Р-16

Р-20

Емкость, м3

Р-2

Марка воздухосборника

2000

1800

1600

1600

1400

1400

1200

1000

Dнар

6955

6915

5600

4604

4750

4030

3180

3090

а

5850

5900

4470

3480

3720

2980

2235

2235

б

10

10

8

8

8

8

8

6

в

143

14

14

12

12

10

10

10

8

г

2600

2800

1750

1750

1300

1300

1200

1300

д

Размеры воздухосборника, мм

1000

1000

250

250

150

150

150

150

е

1600

2000

1650

1650

800

800

600

600

ж

Техническая характеристика воздухосборников

150

150

150

150

110

100

100

100

з

4235

3680

2125

1770

1500

1300

900

560

Вес, кг

200

200

200

200

125

100

50

50

и

200

200

200

200

125

100

50

50

к

Внутренние диаметры, мм

Таблица 8.4

ЗАДАЧИ И ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ПНЕВМАТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК Задача 4.1. Рассчитать пневматическую установку для шахты с годовой производительностью Аг = 1,2 млн т угля, разрабатывающую крутые пласты на глубине 400 м. Схема воздухопроводной сети показана на рисунке 4.1. Порядок отработки шахтного поля – прямой. На участках Ι, ΙΙ и IV работают комбайны и по два отбойных молотка, а на участках ΙΙΙ, V и VI - по 11 отбойных молотков. На каждом участке, кроме того, работают два бурильных молотка, одна породопогрузочная машина, одна маневровая лебедка и один вентилятор местного проветривания.

Рис. 4.1. Схема воздухопроводной сети к примеру

Решение. 1. Производительность (м³/мин) компрессорной станции

 µ ( ∑ V п k k k k k + 2,7 ∑ V 2 пi п (k k k )2 k (1 − k )k +  пi пi иi дi зi вi пi пi иi дi зi вi вi пi , Vк.с. = kcϕ  + Vпр ппр kпр + ∑ V ут Ik ут  где kc - коэффициент сезонности, учитывающий зависимость производительности компрессорной станции от температуры всасываемого воздуха: при t = - 10 °С, kс = 0,893; при 0°С - 0,932; 10 °С - 0,966; 20°С - 1,0; 30°С - 1,034; 40°С - 1,068. За температуру всасываемого воздуха принимают 144

среднемесячную температуру июля; φ = 1,02 - коэффициент, учитывающий возможность повышения давления по сравнению с расчётным; µ = 1,05 - коэффициент расхода воздуха неучтенного потребителями; i - номер группы однотипных потребителей; Vп – расход воздуха одним потребителем данной группы; nп – количество однотипных потребителей; kи - коэффициент износа, связывающий увеличение расхода воздуха с износом потребителей; kд - коэффициент давления, учитывающий зависимость расхода воздуха от его давления; kз - коэффициент загрузки, показывающий изменение расхода воздуха потребителем при отклонении фактической нагрузки от номинальной и при регулировании; kв - коэффициент включения, т.е. использования потребителя во времени; kп - коэффициент сменности, показывающий, что работающих потребителей меньше подключенных к пневмосети (при проектировании новых компрессор станций принимают kп = 1, т.е. предусматривая возможность самого напряженного периода работы всех потребителей одновременно; Vпр = 0,5 м3/мин — предельно допустимые утечки на присоединии одного потребителя; ппр - количество присоединённых потребителей; kпр - коэффициент отклонения фактического давления в местах присоединения потребителей от допустимого среднего избыточного ри.пр = 0,4 (при проектировании новых компрессорных станций принимают kпр = 1); Vут — предельно допустимые значения утечек сжатого воздуха на 1 км магистрального воздухопровода [принимают равными: от компрессора до главного квершлага включительно 3,0 м3/(мин·км) при среднем по длине избыточном давлении 0,6 МПа; для 3 воздухопроводов групповых и участковых штреков 4 м /(мин·км) при средних избыточных давлениях по длине соответственно 0,5 и 0,4 МПа; I длина одного из указанных выше участков магистрального воздухопровода; kут — коэффициент отклонения фактического давления сжатого воздуха на участках магистрального воздухопровода от допустимого среднего по длине давления. При проектировании новых компрессорных станций kут = 1. Упростив данную формулу, получим

[(

)

]

Vк.с. = kcϕ µ ∑ Vпi ппi kо1i + 2,7 ⋅ ∑ V 2 пi ппi kо 2i + Vпр ппр kпр + ∑V ут Ik ут . Необходимые для расчетов данные о потребителях сжатого воздуха приведены в табл. 4.1, 4.2. Расчеты по первому слагаемому и подкоренному выражению даны в табл. 4.3. Производительность компрессорной станции на горизонте при коэффициенте сезонности kc = 1 :

145

в конце работ

[ (

]

)

Vк.с. = 1 ⋅ 1,02 1,05 213,01 + 2,7 ⋅ 195,05 + 0,5 ⋅ 75 ⋅ 1 + (3 ⋅ 1,1 ⋅ 1 + 4 ⋅ 18 ⋅ 1) = = 385 м3 / мин ; в начале работ

[ (

)

]

Vк.с. = 1 ⋅ 1,02 1,05 213,01 + 2,7 ⋅ 195,05 + 0,5 ⋅ 75 ⋅ 1 + 3 ⋅ 1,1 ⋅ 1 = 312м3/мин; 2. Расход воздуха на утечки: в конце работ на горизонте

∑ V ут.к =

0,5 ⋅ 75 + 3 ⋅ 1,1 + 4 ⋅ 18 100 = 29,3 % , 385

в начале работ на горизонте

∑ V ут.к =

0,5 ⋅ 75 + 3 ⋅ 1,1 100 = 13,1 % . 312 Таблица 4.1 Номинальный расход воздуха потребителем Vп, м3/мин

k01

k02

3 3

48 21

0,52 0,53

39

1,1

12

Потребители

0 0

Vпinпi· ·k01 74,88 33,39

V2пinпi· ·k02 0 0

0,65

0,14

27,89

6,61

4,3

0,33

0,2

17,03

44,38

6

14

0,08

0,06

6,72

70,56

6

35

0,07

0,01

14,7

73,5

6

8

0,8

0

38,4

0

213,01

195,05

Наименование Число nп

Комбайны Лебёдки комбайнов Отбойные молотки Бурильные молотки Маневровые лебёдки Породопогрузочные машины Вентиляторы местного проветривания Итого:

Коэффициенты

75

Среднее значение расхода воздуха на утечки за период работы на горизонте 21,2 %. 3. Тип и число компрессоров. Для компрессорных станций производительностью до 500 м3/мин применяют поршневые компрессоры, более 146

500 м3/мин – как правило, центробежные компрессоры. При выборе количества компрессоров следует учитывать снижение их производительности вследствие износа. Коэффициент износа kV принимается для поршневых компрессоров производительностью 50 м3/мин и 100 м3/мин равным соответственно 0,9 и 0,95; центробежных производительностью 250 м3/мин и 500 м3/мин – соответственно 0,87 и 0,94. Резерв компрессоров принимают из расчета на один – два работающих один резервный; на три – пять работающих – два резервных; на 6 – 12 работающих – три резервных. По расчетной производительности компрессорной станции Vк.с. = 3 385 м /мин принимаем шесть компрессоров 4М10-100/8 производительностью 100 м3/мин, из которых в работе будут четыре: в начале и конце работ на горизонте. Два компрессора резервные. Таблица 4.2 Потребители Наименование Число

nп

Номинальный расход воздуха потребителем Vп, м3/мин

Коэффициенты

k01

k02

Vпinпik01 V2пinпik02

Участок 2-3 Комбайны

3

48

0,52

0

74,88

0

Лебёдки комбайнов Отбойные молотки Бурильные молотки Маневровые лебёдки Породопогрузочные машины Вентиляторы местного проветривания Итого:

3

21

0,53

0

33,39

0

17

1,1

0,65

0,14

12,16

2,88

8

4,3

0,33

0,2

11,35

29,58

4

14

0,08

0,06

4,48

47,04

4

35

0,07

0,01

9,8

49

4

8

0,8

0

25,6

0

171,66

128,5

43

При коэффициенте износа kV = 0,95 производительность работающих компрессоров составит 4 · 100 · 0,95 = 380 м3/мин. 4. Расчет воздухопроводной сети. Цель расчета воздухопроводной сети – определение давления сжатого воздуха у компрессорной станции, при котором каждый из потребителей пневмоэнергии имеет гарантированное рабочее давление. 147

При расчете схему воздухопроводной сети разбиваем на участки, начало и конец каждого из которых определяем точками разветвления сети. Для всех участков последовательно рассчитываем количество воздуха, проходящего по участку; необходимые диаметры труб; потери давления. По линии с наибольшим падением давления от самого удаленного потребителя до компрессора с учетом потерь давления в гибких воздухопроводах и рабочего давления у потребителя находим необходимые давления у компрессорной станции. Участок 1 – 2. Расход воздуха на этом участке равен производительности компрессорной станции, т.е. V1 - 2 = 385 м3/мин. Расходы воздуха на участках сети определяем по вышеприведенной формуле. В табл. 4.2 находим первое слагаемое и подкоренное выражение данной формулы применительно к участку 2 – 3. Участок 2 – 3. Количество присоединений nпр = 43; длина подключенного воздухопровода квершлага 400 м, штреков – 12 км. V2−3 = 1 ⋅ 1,02 1,05 171,66 + 2,7 128,5 + 0,5 ⋅ 43 + (3 ⋅ 0,4 ⋅ 1 + 4 ⋅ 12 ⋅ 1) = 290 м 3 / мин. В дальнейших расчетах исходим из того, что комбайновые участки I, II и IV имеют идентичное оборудование; это относится и к участкам III, V и IV, где применяются отбойные молотки. Следовательно, V2−5 = V1−2 − V2−3 = 385 − 290 = 95 м 3 / мин;

[ (

)

]

V5−а = V5−b = V4−a = V2−5 / 2 ≈ 48 м 3 / мин;

V3−а = V3−b = V4−b = (V2−3 − V4−a ) / 3 = (290 − 48) 3 ≈ 81 м 3 / мин; V3−4 = V4−а + V4−b = 48 + 81 = м 3 / мин. Если оборудование добычных и проходческих участков не идентично, то расходы воздуха на участках сети следует рассчитывать так же, как для участка 2 – 3. Оптимальные диаметры труб находим по рис. 4.2.

Рис. 4.2. Номограмма для определения оптимального диаметра труб

148

149

Эквивалентная длина при определении расчетной длины Iр участков сети принята равной 10 % от фактической. Средняя плотность (кг/м3) воздуха на всех участках сети принята одинаковой и вычислена по формуле

ρ ср =

р к .с + р п , 2 RTср

где рк.с и рп - абсолютные давления у компрессорной станции и потребителей, МПа; R = 287 Дж/(кг · К) - газовая постоянная воздуха; Тс = 273 + 20= = 293 К - средняя температура сжатого воздуха в сети. Принимая избыточное давление у наиболее удаленного потребителя 0,5 МПа и максимально возможные потери давления 0,2 МПа, получим давление у компрессорной станции 0,7 МПа. Следовательно,

( 0,8 + 0,6) ⋅ 106 ρ ср = 2 ⋅ 287 ⋅ 293

= 8,32 кг / м.

Скорость (м/с) движения воздуха в трубах 4 ρ 0V V = , 60πd 2 ρ ср где ρ0 = 1,293 кг/м3 - плотность воздуха при нормальных условиях; V расход воздуха на участке сети, м3/мин; d - внутренний диаметр труб участка сети, м, тогда для участка 1 – 2: 4 ⋅ 1,293 ⋅ 385 V1− 2 = = 8,61 м / с. 60 ⋅ 3,14 ⋅ 0,384 ⋅ 8,32 Рассчитанные для всех участков скорости приведены в таблице. Падение давления (Па) на участке сети

I р v2 ∆р = λ ρср , d 2 где λ = 0,0334 - коэффициент гидравлического трения, тогда для участка 1-2: ∆р1− 2

550 8,612 = 0,0334 ⋅ ⋅ 8,32 ⋅ 10 −6 = 0,01475 МПа . 0,384 2

Вычисленные для всех участков падения давления приведены в таблице 4.3. По данным таблици, потери давления от компрессора до самого удаленного участка по наиболее напряженной линии магистрального воздухопровода 1-2-3-4-b:

∑ ∆р м = 0,01475 + 0,00498 + 0,01053 + 0,08625 = 0,117 МПа . Потери давления (МПа) с учетом потерь в гибких воздухопроводах (шлангах) 150

∑ ∆р = ∑ ∆р м + ∆р ш , где ∆рш - допустимые потери давления в гибких воздухопроводах, МПа; в воздухопроводах приемников, расположенных на штреке длиной 5 – 15м, ∆рш = 0,03 ÷ 0,05 МПа; в воздухопроводах молотковой лавы длиной 100 – 150 м ∆рш = 0,05 ÷ 0,08 МПа; в воздухопроводах комбайнов, щитовых агрегатов длиной 120 – 180 м ∆рш = 0,08 ÷ 0,12 МПа. В конце линии 1 – 2 – 3 – 4 – b расположен комбайновый участок. Принимая ∆рш = 0,08 МПа, получим

∑ ∆р = 0,117 + 0,08 = 0,197 МПа , что меньше допустимого Σ∆р = 0,2 МПа. При Σ∆р > 0,2 МПа необходимо увеличить диаметр труб, особенно на протяженных участках сети. С учетом избыточного давления у потребителя рп = 0,5 МПа необходимое избыточное давление у компрессорной станции принимаем рк.с= 0,7 МПа. 5. Технико-экономические показатели. Принимаем 20 ч работы компрессоров в сутки и 300 рабочих дней в году. Средняя производительность компрессорной станции в период работы на горизонте

Vср = (385 + 312 ) / 2 = 348,5 м 3 / мин.

Среднегодовая выработка (м3) сжатого воздуха

VГ = 60Vср nч nд , 6 3 т.е. VГ = 60 ⋅ 348,5 ⋅ 20 ⋅ 300 = 125,46 ⋅ 10 м . Работа, затраченная на сжатие 1 м3 воздуха, по формуле

Lк.ад =2

k −1    р2  zk k  =z р1V1   − 1 =  р1   k −1  

 0,8  1,4 − 1  1,4 0,1 ⋅ 10 6 ⋅ 1 − 1 = 242130 Дж.  1,4 − 1 0 , 1 2 ⋅ 1 , 4   

Потребляемая мощность

Nк =

Lк.адVмин 242130 ⋅ 100 = = 498 кВт. 1000 ⋅ 60η iη м 1000 ⋅ 60 ⋅ 0,9 ⋅ 0,9

Компрессор 4М10-100/8 поставляется комплектно с электродвигателем СДК 2-17-26-12К мощностью 630 кВт, n = 500 об/мин, напряжением 6000 В. 151

Годовой расход (кВт · ч) электроэнергии

W Г = k в .н

∑ Nк

η дη с

nч nд ,

где kв.н = 1,02 ÷ 1,04 – коэффициент расхода электроэнергии на подачу охлаждающей воды и вспомогательные нужды (освещение, питание генераторов возбуждения, вентиляция и т.д.); ΣNк – суммарная расчётная мощность двигателей компрессоров, работающих одновременно, кВт; ηд – к.п.д. двигателя; ηс – к.п.д. электрической сети. В числовом выражении

WГ = 1,04

4 ⋅ 498 20 ⋅ 300 = 14,54 ⋅106 кВт ⋅ ч. 0,9 ⋅ 0,95

Расход сжатого воздуха на 1 т угля

VТ =

VГ , АГ

125,46 ⋅ 106 = 104,6 м 3 / т. т.е. VТ = 6 1,2 ⋅ 10 Расход электроэнергии на 1 т угля

WТ =

WГ , АГ

14,54 ⋅ 106 = 12,12 кВт ⋅ ч / т. т.е. WТ = 1,2 ⋅ 106 Расход электроэнергии на 1 м3 воздуха

W м3 =

WГ , VГ

14,54 ⋅ 106 = 0,116 кВт ⋅ ч / м 3 . т.е. Wм3 = 6 125,46 ⋅ 10

152

Вопросы для самопроверки 1. Опишите теоретический процесс работы поршневого компрессора. 2. Как графически изображается изменение состояния воздуха изотермическим, адиабатным и политропным процессами? 3. Многоступенчатое сжатие. Каковы пределы сжатия, его теоретическая диаграмма? 4. Что входит в основное оборудование компрессорных станций? 5. Назовите конструктивные узлы поршневого компрессора. Как работает поршневой компрессор? 6. Что представляет собой вспомогательное оборудование компрессорных станций? 7. Перечислите исходные данные для проектирования компрессорных станций. 8. Каковы основные этапы проектирования компрессорных станций? 9. Нарисуйте и объясните теоретическую диаграмму поршневого компрессора. 10. Какие электроприводы применяются на компрессорных станциях?

153

Библиографический список 1. Алексеев В.В. Рудничные насосные, вентиляторные и пневматические установки. – М.: Недра, 1983. – 380 с. 2. Алексеев В.В. Стационарные машины. – М.: Недра, 1999. – 415 с. 3. Борохвич А.И. Стационарные машины и установки на открытых горных разработках. – М.: Недра, 1979. – 287 с. 4. Будов В.М. Насосы АЭС. – М.: Энергоатомиздат, 1986. – 402 с. 5. Гришко А.П., Шелоганов В.И. Стационарные машины и установки. – М.: Изд-во МГГУ, 2004. – 325 с. 6. Завозин Л.Ф. Шахтные подъемные установки. – М.: Недра, 1975. – 364 с. 7. Животовский Л.С., Смойловская Л.А. Лопастные насосы для абразивных гидросмесей. – М.: Машиностроение, 1978. – 222 с. 8. Картавый Н.Г. Шахтные стационарные установки. – М.: Недра, 1978. – 262 с. 9. Лопастные насосы / Под общ. ред. Л.П. Грянко, А.Н. Папира – Л.: Машиностроение, 1975. – 430 с. 10. Никулин В.Б. Машинист насосных установок угольных шахт и карьеров. – М.: Недра, 1972. – 247 с. 11. Петухов А.И. Горная механика. – М.: Недра,1985. – 316 с. 12. Песвианидзе А.В. Расчет шахтных поъемных установок. – М.: Недра, 1992. – 249 с. 13. Попов В.М. Водоотливные установки. – М.: Недра, 1990. – 253 с. 14. Попов В.М. Рудничные водоотливные установки. – М.: Недра, 1983. – 303 с. 15. Руководство по проектированию вентиляции угольных шахт / Под общ. ред. А.М. Карпова, М.А. Патрушева – М.: Недра, 1975. – 237 с. 16. Смородин Е.С., Верстаков Г.В. Шахтные стационарные машины и установки. – М.: Недра, 1985. – 279 с. 17. Соломахова Т.С. Центробежные вентиляторы. – М.: Машиностроение, 1989. – 173 с. 18. Стационарные установки шахт / Под общ. ред. Б.Д. Братченко. – М.: Недра, 1977. – 406 с. 19. Тихонов Н.В. Горная механика. – М.: Недра, 1979. – 312 с. 20. Хаджиков Р.Н. Горная механика. – М.: Недра, 1982. – 406 с. 21. Хаджиков Р.Н. Сборник примеров и задач по горной механике. – М.: Недра, 1989. – 197 с. 22. Хохловкин Д.М., Гуревич Л.С. Насосы участкового и забойного водоотлива. – М.: Недра, 1970. – 119 с. 23. Центарский И.А. Горная механика. – М.: Недра, 1975. – 277 с. 24. Чиняев И.А. Лопастные насосы. – Л.: Машиностроение, 1973. – 179 с.

154

Оглавление Предисловие

3

Введение

4

Раздел 1. КАНАТНЫЕ ПОДЪЕМНЫЕ УСТАНОВКИ

6

Глава 1. Назначение, классификация и устройство подъемных установок 7 1.1. Назначение подъемных установок 7 7 1.2. Классификация подъемных установок 1.3. Устройство подъемных установок 12 Глава 2. Основы проектирования шахтных подъемных установок 15 2.1. Расчет скиповой двухконцевой подъемной установки 16 2.1.1. Расчет и выбор емкости подъемного сосуда 16 2.1.2. Расчет и выбор подъемного каната 17 19 2.1.3. Расчет и выбор подъемной машины 2.1.4. Расположение подъемных установок относительно ствола шахты 20 2.1.5. Расчет кинематики подъемных систем 23 2.1.6. Расчет динамики подъемных систем 25 2.1.7. Определение расхода энергии 27 2.2. Расчет клетевой подъемной установки 28 Задачи и примеры расчета механического оборудования подъемных установок 39 Вопросы для самопроверки 47 Раздел 2. ВОДООТЛИВНЫЕ УСТАНОВКИ Глава 3. Назначение, классификация и устройство водоотливной установки 3.1. Общее устройство водоотливных установок Глава 4. Основы проектирования водоотливных установок горных предприятий 4.1. Выбор технологической схемы стационарного водоотлива 4.2. Выбор числа насосных агрегатов в насосной камере 4.3. Выбор типа насоса 4.4. Расчет и выбор трубопровода 4.5. Определение рабочего режима водоотливной установки 4.6. Проверка рабочего режима на кавитацию 4.7. Определение необходимой мощности электродвигателя насоса 4.8. Определение экономических показателей водоотливной установки 155

49 50 51 54 54 55 58 60 66 66 67 67

4.9. Аппаратура автоматизации водоотливных установок 4.10. Эксплуатационные расчеты основного оборудования карьерных водоотливных установок Задачи и примеры расчета водоотливных установок Вопросы для самопроверки

Раздел 3. ВЕНТИЛЯТОРНЫЕ УСТАНОВКИ ГЛАВНОГО ПРОВЕТРИВАНИЯ Глава 5. Назначение, классификация и устройство вентиляторных установок 5.1. Назначение и классификация вентиляторных установок 5.2. Общее устройство вентиляторных установок главного проветривания 5.3. Аэродинамические характеристики вентиляторов Глава 6. Проектирование вентиляторных установок 6.1. Выбор вентилятора и способа его регулирования 6.2. Определение резерва подачи вентилятора 6.3. Определение мощности вентилятора и среднегодового расхода электроэнергии на проветривание 6.4. Вентиляторные установки проветривания карьеров 6.4.1. Схемы и эксплуатационные параметры установок главного проветривания карьеров 6.4.2. Расчет вентиляторов главного проветривания для карьеров Задачи и примеры расчета вентиляторных установок Вопросы для самопроверки Раздел 4. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ

67 68 84 87 88 89 89 91 93 96 96 101 101 103 102 103 115 122 123

Глава 7. Назначение, общее устройство пневматических установок 124 7.1. Основное оборудование компрессорных станций пневматических установок 125 7.2. Вспомогательное оборудование пневматических установок 128 Глава 8. Проектирование пневматических установок 134 8.1. Расчет производительности компрессорной станции 134 8.2. Расчет воздухопроводной сети 137 8.3. Расчет мощности компрессора и выбор приводного двигателя 139 8.4. Расчет и выбор охлаждения компрессоров 139 8.5. Расчет и выбор воздухосборника 140 8.6. Расчет и выбор фильтров 141 Задачи и примеры расчета пневматических установок 144 Вопросы для самопроверки 153 Библиографический список

154 156

Дроздова Людмила Григорьевна Стационарные машины и установки Учебное пособие Редактор В.В. Сизова Техн. редактор Н.М. Белохонова Компьютерная верстка Б.В. Макишина

Подписано в печать . Формат 60х84/16 Усл.печ.л. 9,1. Уч-изд. л. 7,24. Тираж 100 экз. Заказ . Издательство ДВГТУ, 690950, Владивосток, Пушкинская, 10 Типография издательства ДВГТУ, 690950, Владивосток, Пушкинская, 10 157

Раздел 2 ВОДООТЛИВНЫЕ УСТАНОВКИ

Назначение, классификация и устройство водоотливной установки Основы проектирования водоотливных установок горных предприятий Задачи и примеры расчета водоотливных установок

49

Глава 3. НАЗНАЧЕНИЕ, КЛАССИФИКАЦИЯ И УСТРОЙСТВО ВОДООТЛИВНОЙ УСТАНОВКИ Разработка месторождений полезных ископаемых, как правило, сопровождается поступлением в горные выработки подземных и поверхностных вод, а также инфильтрационных вод из рек и поверхностных водоемов. Наличие воды в разрабатываемых горных массивах и ее приток в горные выработки затрудняют условия работы людей и машин, а в ряде случаев существенно сказываются на физических свойствах горных пород, приводя к снижению устойчивости горных массивов, ухудшению качества добываемого полезного ископаемого. Поэтому производство горных работ открытым и подземным способами в большинстве случаев требует проведения комплекса мероприятий по полному или частичному осушению разрабатываемых горных массивов, исключению или уменьшению водопритока в горные выработки, а также сбору и отводу поступающей в выработки воды. Указанный комплекс мероприятий на строящемся или действующем горном предприятии выполняется специальной системой осушения (дренажной системой), включающей в себя сеть специальных дренажных выработок и технических средств по сбору и отводу подземных и поверхностных вод. Необходимым составным элементом дренажной системы является водоотливная установка – комплекс энергомеханического оборудования, служащий для откачки подземных и поверхностных вод из дренажных горных выработок шахт и карьеров. По характеру взаимодействия с откачиваемой жидкостью в составе любой водоотливной установки выделяют два главных элемента: силовой насосный, или вакуум-насосный агрегат, служащий для преобразования механической энергии в энергию движущейся жидкости, и трубопроводную (внешнюю) сеть – систему каналов, по которым жидкость перемещается от водосборных сооружений к водоотводным. Поступая в насос, жидкость получает необходимый запас энергии, который расходуется при ее перемещении в каналах внешней сети. В состав водоотливной установки, обеспечивая необходимую надежность и эффективность работы основного оборудования, входят также следующие элементы: пускорегулирующая и предохранительная арматура (задвижки, вентили, переключатели потоков, обратные и предохранительные клапаны, воздуховыпускные устройства – вантузы, компенсаторы температурных изменений длины трубопроводов, гасители и компенсаторы гидравлических ударов); контрольно-измерительная аппаратура (манометры, вакуумметры, расходомеры, индикаторы движения жидкости, уровнемеры, реле заливки насосов и пр.); системы ручного и автоматического управления приводом насоса с комплектом электроизмерительной аппаратуры. 50

По назначению водоотливные установки подразделяют на главные (центральные), вспомогательные (участковые) и временные (проходческие). К главным относятся установки, предназначенные для перехвата и откачки всего или большей части ожидаемого притока воды в горные выработки. При большой протяженности шахтных и карьерных полей может использоваться несколько главных водоотливных установок. Однако известны также примеры эффективного использования одной главной установки для откачки воды из дренажных систем группы близлежащих шахт. Вспомогательные установки служат для местного водопонижения в отдельных забоях и для откачки воды с участков, расположенных ниже водосборника главной водоотливной установки. Временные установки используются в период проходки капитальных горных выработок строящегося предприятия или в период чрезвычайных ситуаций по водопритоку. По расположению основного оборудования относительно осушаемого массива водоотливные установки подразделяют на зумпфовые, основное оборудование которых располагается вне осушаемого массива у водосборника относительно большой емкости, скважинные и иглофилътровые. На скважинных установках силовое насосное оборудование расположено непосредственно в осушаемом массиве, в котором пройдена скважина соответствующих размеров. На иглофильтровых установках основная часть силового оборудования расположена вне осушаемого массива, а в скважину помещена только водозаборная его часть. Водоотливные установки подразделяют также на стационарные, полустационарные и передвижные. К последним относят вспомогательные установки, перемещаемые по мере продвижения забоев. Полустационарные установки изменяют свое местоположение периодически через относительно большие интервалы времени, по мере продвижения фронта горных работ и по глубине разрабатываемого массива. Общее устройство водоотливных установок Зумпфовые водоотливные установки имеют наибольшее распространение на горных предприятиях. Отличительным признаком таких установок является наличие зумпфа-водосборника относительно больших размеров, который аккумулирует воду, поступающую в него из горных выработок самотеком по дренажным каналам. По местоположению водосборника относительно дневной поверхности зумпфовые водоотливные установки подразделяются на открытые и подземные, или шахтные. Первые применяются только для водоотлива на карьерах, а вторые – на шахтах и подземных рудниках, а также на карьерах при подземном способе осушения карьерных полей. Водосборники шахтных водоотливных установок представляют собой систему горных выработок, разделенную на две-три части (секции). Секции отделены от приемного колодца бетонными перемычками, обору51

дованными перепускными клапанами. Это позволяет попеременно отключать секции водосборника и производить их чистку. Водосборник открытой водоотливной установки обычно представляет собой котлован удлиненной пирамидальной формы. Выполняя функции приемных резервуаров и отстойников для осветления воды, водосборники одновременно являются и регулирующими емкостями, компенсирующими разницу между притоком воды из горного массива и расходом откачивающих ее насосов. Возможны четыре варианта расположения насосов относительно водосборника и уровня воды в нем (рис. 3.1). Наиболее часто насосы располагают около водосборника выше уровня воды (рис. 3.1, а). Насос 4 соединен с водосборником 1 посредством всасывающего трубопровода 3 и заборного наконечника 2, снабженного предохранительной сеткой, которая предотвращает попадание в насос крупных механических включений. При работе водоотливной установки вода перемещается по нагнетательному трубопроводу (ставу) 5 к водоотводному устройству 7 на поверхности, в которое она свободно изливается через сбросной наконечник 6. Размещение насосов на высоте 4 – 5 м над уровнем воды в водосборнике и 1 – 1,5 м над почвой прилегающих к насосной камере горных выработок в определенной степени предохраняет насосную станцию от аварийного затопления и не требует специальной гидроизоляции ее помещения. Однако для откачки воды с относительно большой глубины необходимы насосы с повышенной всасывающей способностью. У центробежных насосов, наиболее часто используемых на водоотливных установках, с увеличением номинальной производительности, как правило, уменьшается всасывающая способность. Кроме того, при таком расположении насосов необходима их предварительная заливка перед очередным пуском. Откачка воды из затопленных шахт и открытых котлованов часто производится насосными станциями, располагаемыми на плаву на специальных понтонах. По мере откачки воды и понижения ее уровня опускается и плавучая насосная станция. В таких случаях насосы соединяют с магистральным участком трубопровода посредством гибких или шарнирно - поворотных труб. Условия всасывания воды насосами значительно улучшаются при их расположении у водосборника ниже уровня воды в нем (рис. 3.1, б). Водоотливные установки с таким расположением насосов часто называют установками с заглубленными насосными станциями. Помещение насосной станции в этом случае имеет специальную гидроизоляцию от водосборника и близлежащих горных выработок. Разновидностью предыдущего варианта является расположение насоса под водой – погружение (рис. 3.1, в). При этом варианте используются специальные насосы с вертикальной ориентацией приводного вала. Крупные модели указанных насосов изготовляют с удлиненным приводным валом, обеспечивающим передачу насосу 4 крутящего момента от двигателя 8, смонтированного над водосборником 1. 52

Рис. 3.1. Расположение насосов относительно водосборника: а) выше уровня воды; б) ниже уровня воды; в) погружной насос; г) на специальных подвесках

Малые модели насосов, используемые на вспомогательных установках, имеют погружной электродвигатель, размещаемый вместе с насосом под водой в зумпфе на нагнетательном ставе или на специальных подвесках (рис. 3.1, г). Недостатком насосов погружного типа с удлиненным приводным валом является сложность их ремонтного обслуживания в стесненных условиях, в связи с чем в последнее время на водоотливных установках подземного типа от такого расположения насосов отказываются.

53

Глава 4. ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ВОДООТЛИВНЫХ УСТАНОВОК ГОРНЫХ ПРЕДПРИЯТИЙ Целью проектирования водоотливных установок является выбор современных технических средств водоотлива с учётом максимальной экономичности откачки воды на поверхность. В задачи проектирования входят выбор схемы водоотлива, насоса (тип, основные параметры, число), подбор диаметров всасывающего и нагревательного трубопроводов, графическое определение режима работы водоотливной установки, определение мощности на валу насоса, выбор электродвигателя, определение расхода электроэнергии. Для расчёта водоотливных установок необходимы следующие исходные данные: притоки воды: нормальный Q Hp и максимальный QHp max , м3/ч; геометрический напор насосной установки, т.е. полная высота водоподъема по вертикали H Г , м; физико-химическая характеристика откачиваемой воды. Исходя из условий принятых схем вскрытия и околоствольного двора, намечается место расположения насосной камеры и водосборников, определяется место слива воды на поверхности. Это позволяет проектировать гидравлические схемы, устанавливать геометрические высоты всасывания и нагнетания, длины подводящего и напорного трубопроводов, определять количество и перечень трубопроводной арматуры. 4.1. Выбор технологической схемы стационарного водоотлива При ведении горных работ на одном горизонте откачка воды на дневную поверхность может осуществляться центральной водоотливной установкой – общей для нескольких, рядом расположенных шахт (рудников) при условии обеспечения стока воды в главный водосборник одной из них; главной водоотливной установкой (рис. 4.1, а), при этом вода из всех горных выработок собирается в главный водосборник шахты (рудника), а из него откачивается на поверхность; главной и участковыми водоотливными установками, когда на шахтах (рудниках) малой глубины залегания месторождения воду из отдельных участков, удалённых от околоствольного двора, нельзя самотёком собрать в главный водосборник; главной и перекачными водоотливными установками, перекачивающими воду из отдалённых участков в главный водосборник. В глубоких шахтах (рудниках), когда напор одного насоса при максимальном числе рабочих колёс недостаточен для откачки воды на дневную поверхность, применяют последовательную работу насосов, установленных в одной насосной камере (рис.4.1, б) или ступенчатую схему водоотлива (рис. 4.1, в, г), в последнем случае (рис. 4.1, в) водоотливные уста54

новки, расположенные на разных горизонтах, имеют отдельные водосборники. Насосы, установленные в нижнем горизонте, перекачивают воду в верхний промежуточный водосборник. В случае применения схемы, изображённой на рис. 4.1, г, насосы работают без промежуточного водосборника. Сравнивая последние две схемы, следует отдать предпочтение схеме с промежуточным водосборником, при которой работа насосов более надёжна, безопасна и происходит при меньших давлениях воды. При разработке двух горизонтов с притоками воды на каждом из них наибольшее распространение получили три схемы: с расположением на каждом горизонте главной водоотливной установки, откачивающей воду на дневную поверхность (рис. 4.2, а); с перекачкой воды вспомогательной установкой с нижнего горизонта на верхний, и последующей откачкой её с верхнего горизонта на дневную поверхность главной водоотливной установкой (рис. 4.2, б); c припуском воды с верхнего горизонта на нижний и откачкой всей воды на дневную поверхность главной водоотливной установкой (рис. 4.2, в). Каждая из приведённых схем имеет свои достоинства и недостатки, которые должны приниматься во внимание при окончательном выборе схемы на основе технико-экономических расчётов по приведённым годовым затратам. В зависимости от конкретных горно-геологических условий данного горного предприятия для сравнения обычно принимают 2 – 3 варианта. Если окажется, что варианты будут равноценными (т.е. их стоимости отличаются не более чем на 5%), то при окончательном выборе схемы водоотлива учитываются технические параметры – надёжность, безопасность, удобство обслуживания, минимальный объём горно-проходческих работ, работ по креплению насосных камер, водосборников и других выработок. 4.2. Выбор числа насосных агрегатов в насосной камере Для шахт и рудников с нормальным притоком воды менее 50 м3/ч в насосной камере устанавливаются два насосных агрегата: рабочий и резервный, а с притоком воды более 50 м3/ч – не менее трёх насосных агрегатов: рабочий, резервный, ремонтный. При притоках воды, превышающих подачу одного агрегата, применяется совместная параллельная работа насосов. При числе насосов более трёх – количество резервных насосов должно равняться количеству рабочих, а количество насосов в ремонте – не менее 25% от общего их количества.

55

а

в

Рис. 4.1. Основные схемы водоотлива при разработке одного горизонта: а – неглубокие шахты; б, в, г – глубокие шахты

б

г

Рис. 4.2. Основные схемы водоотлива при разработке двух горизонтов: а – с раздельными водоотливными установками; б – с перекачкой воды с нижнего горизонта на верхний; в – с перепуском воды с верхнего горизонта на нижний

4.3. Выбор типа насоса Минимальная подача насоса для угольных шахт

для рудных шахт

Q min = 24 ⋅ Q пр / 16 ;

(4.1)

Q min = 24 ⋅ Qпр / 20 .

(4.2)

Ориентировочный напор насоса

Н ор = Н Г / η тр , где η

mp

(4.3)

= 0,9…0,95 – кпд трубопровода.

Для выбора типа насоса необходимо на сводный график рабочих зон характеристик насосов (рис. 4.3) нанести точку с координатами: Q min , Н ор . Если точка попадает в рабочую зону нескольких насосов, то выбор окончательного варианта будет зависеть от результатов их техникоэкономического сравнения. Технические характеристики секционных центробежных насосов приведены в табл. 4.5, 4.6, 4.7 и на графиках (рис. 4.4 – 4.9). В случае, если требуемый напор не может быть обеспечен насосом данной подачи, необходимо рассмотреть следующие варианты: а) применение насоса с большой подачей и напором; б) применение ступенчатого водоотлива с последовательным включением насосов, расположенных в разных горизонтах; в) применение ступенчатого отлива с водосборником на промежуточном горизонте. Если необходимая подача превышает максимальную для насоса, который подходит по напору, следует применить параллельную работу насосов на один трубопровод. Окончательный вариант определяется техникоэкономическим сравнением. После того как выбран насос, необходимо обратиться к его напорной характеристике и определить напор на одно колесо H к в оптимальном режиме (при максимальном кпд), напор на одно колесо при закрытой задвижке H ко и номинальную подачу Qн . Число рабочих колёс насоса определяется по формуле

Ζ = H ор / H к и округляется до ближайшего целого числа.

58

(4.4)

59

Напор насоса при закрытой задвижке может быть подсчитан по формуле H о = Ζ ⋅ H ко . (4.5) Выбранный насос проверяется на устойчивость Н г ≤ 0,95 ⋅ Н о .

(4.6)

Если это условие не соблюдается, надо увеличить число рабочих колёс. 4.4. Расчет и выбор трубопровода При расчёте трубопроводов водоотливных установок необходимо определить материал, диаметры всасывающего трубопровода, толщину стенки труб, потери напора на преодоление гидравлических сопротивлений, а также обосновать выбор и расположение трубных коллекторов в насосной камере. От правильного решения этих вопросов зависят экономичность, надёжность и удобство эксплуатации водоотливных установок. Диаметры трубопровода Оптимальный диаметр трубопровода зависит от конкретных гидрогеологических и горно-технических условий, режима работы трубопровода, стоимости электроэнергии и ряда других показателей. Впервые вопрос определения оптимального диаметра трубопровода был рассмотрен академиком М.М. Фёдоровым. Оптимальный диаметр напорного трубопровода можно определить по следующей формуле

d нопт = 100 ⋅ 6,3

0,1246(1 + К )Q э

2 α Q пр э н

nK тр η уст

,

(4.7)

где α э – стоимость 1 кВт.ч электроэнергии, p.; К э – коэффициент эквивалентной длины трубопровода ( К э = 0,1); n – число трубопроводов, включая резервный. При одном рабочем трубопроводе и одном резервном n = 2. Если принята схема с тремя трубопроводами (двумя рабочими и одним резервным), то n = 1,5, а подачу и приток надо брать в два раза меньше. В любом случае на каждый рабочий трубопровод надо прибавлять долю резервного, а подачу и приток уменьшать пропорционально числу рабочих трубопроводов. К тр – коэффициент трубопровода, зависящий от рабочего давления воды в напорном трубопроводе ( Р р ) и марки стали, из которой он изготовлен (табл. 4.1). 60

Таблица 4.1 Значения коэффициента трубопроводов Рабочее давление, Р Р , МПа 4 6,4 10 16

К тр для трубопровода из стали Ст. 3 99 149 211 285

Ст. 4 137 206 272

Ст. 5 129 185 246

η уст – к.п.д. водоотливной установки находим по формуле η уст = ηн ηд ηс ,

Ст. 6 129 174 229

(4.8)

где η н , η д , η с – к.п.д. соответственно насоса, электродвигателя и электрической сети. Рабочее давление воды для начального нижнего сечения напорного трубопровода может быть определено по формуле Р р = 1, 25 ⋅ 10

−6

ρgH ор ,

(4.9)

где ρ - плотность шахтной воды, кг/м3, можно принимать ρ = 1020 кг/м3. Полученное по формуле (4.7) значение диаметра напорного трубопровода округляется до ближайшего значения по ГОСТ 8732-78. Трубы стальные бесшовные горячедеформированные (табл. 4.2). Диаметр всасывающего трубопровода ( d ВС ) выбирается с учётом того, чтобы скорость воды в нём не превышала 1 м/с. Обычно его принимают на 25…50 мм больше напорного. При этом диаметр всасывающего трубопровода не должен быть меньше диаметра подводящего патрубка насоса. Если гидравлическая схема водоотлива содержит подкачивающий насос, то всасывающий и напорный трубопроводы могут быть одинакового диаметра. Учитывая уменьшение внутреннего диаметра труб в процессе работы (вследствие их заливания), реальный диаметр труб (так называемый диаметр условного прохода dУ ) будет всегда меньше фактического ( d Ф ) на 5…10 мм, т.е. dУ = dФ − (5 − 10) . Толщина стенок стальных водоотливных труб Расчёт водоотливных труб производится с учетом условия, что их стенки испытывают по нормали к своей поверхности давление жидкости, находящейся в трубе в равновесии или движущейся в ней равномерно. 61

Толщина стенок труб, прокладываемых в вертикальных стволах, может быть определена по следующей формуле:

δ=

где δ О

[

100 δО + (δК . Н + δК . В )t

],

100 − K Д – минимально необходимая толщина стенки трубы;

δО = 15,32 ρ H op d / σ В ,

(4.10)

(4.11)

где σ В – временное сопротивление разрыву материала, из которого изготовлены трубы, МПа. Для водоотливных трубопроводов используют стальные бесшовные горячедеформированные трубы по ГОСТ 8732-78 (табл. 4.2) из стали марок Ст 2 сп, Ст 4 сп, Ст 5 сп, Ст 6 сп. Эти трубы имеют наружный диаметр 25…820 мм при толщине стенок 2,5…75 мм. Временное сопротивление разрыву указанных марок стали Марки стали

σ В , МПа, не менее

Ст 2 сп

Ст 4 сп

Ст 5 сп

Ст 6 сп

350

420

500

600

δ К.Н - скорость коррозионного износа наружной поверхности труб, мм/год (приведении взрывных работ δ К.Н = 0,25; при их отсутствии δ К.Н = 0,15); δ К.В - скорость коррозионного износа внутренней поверхности труб, мм/год; определяется химическим составом откачиваемой воды. Химический состав воды Транспортируемая вода Водопроводная

δ К.В , мм/год

Нейтральная или щелочная

0,05

0,1

Кислотная при pH 6…7

5…6

0,2

0,4

t - срок службы трубопровода, лет; K д - коэффициент, учитывающий минусовой допуск толщины стенки трубы, %; в расчётах можно принимать K д = 10…15 %. Вследствие снижения давления по высоте можно применять трубы с уменьшающейся к поверхности толщиной стенки. При глубине вертикального ствола до 700 м обычно принимают трубы с одинаковой толщиной стенки, определённой для их нижнего сечения. При больших глубинах ствола рационально разбивать трубопровод на секции – первая (верхняя) секция должна иметь длину 700 м с постоянной толщиной стенки, вторая (нижняя) – увеличенную толщину стенки, соответствующую давлению в ней. 62

Таблица 4.2 Трубы стальные бесшовные горячедеформированные (ГОСТ 8732-78) Наруж ный диаметр, мм 95 102 108 114 121 127 133 140 146 152 159 168 180 194 203 219 245 273 299 325 315 377 402 426 450

Внутренний диаметр (мм) при толщине стенки, мм

4

5

6

7

8

9

10

11

12

14

16

17

18

87 94 100 106 113 119 125 -

85 92 98 104 111 117 123 130 136 142 149 158 170 184 -

83 90 96 102 109 115 121 128 134 140 147 156 168 182 191 207 -

81 88 94 100 107 113 119 126 132 138 145 154 166 180 189 205 231 259 -

79 86 92 98 105 111 117 124 130 136 143 152 164 178 187 203 229 257 283 309 335 -

77 84 90 96 103 109 115 122 128 134 141 150 162 176 185 201 227 255 281 307 333 359 384 408 432

75 82 88 94 101 107 113 120 126 132 139 148 160 174 183 199 225 253 279 305 331 357 382 406 430

73 80 86 92 99 105 111 118 124 130 137 146 158 172 181 197 223 251 277 303 329 355 380 404 428

71 78 84 90 97 103 109 116 122 128 135 144 156 170 179 195 221 249 275 301 327 353 378 402 426

67 74 80 86 93 99 105 112 118 124 131 140 152 166 175 191 217 245 271 297 323 349 374 398 422

63 70 76 82 89 95 101 108 114 120 127 136 148 162 171 183 213 241 267 293 319 345 370 394 418

61 68 74 80 87 93 99 106 112 118 125 134 146 160 169 181 211 239 265 291 317 343 368 392 416

59 66 72 78 85 91 97 104 110 116 123 132 144 158 167 179 209 237 263 289 315 341 366 390 414

63

Определение сопротивления трубопровода Для получения правильного результата (при расчёте сопротивления трубопровода) гидравлическую схему водоотливной установки необходимо разбить на три участка, отличающихся по диаметру трубопровода и гидравлической арматуре: 1 - всасывающий трубопровод; 2 - участок напорного трубопровода, находящийся в насосной камере; 3 - остальная часть напорного трубопровода. Для каждого участка следует определить сумму коэффициентов местных сопротивлений ∑ξ (табл. 4.3) и расчётную длину трубопровода λ р . Таблица 4.3 Коэффициент местного сопротивления Арматура Задвижка клиновая Обратный клапан Приемный клапан с сеткой

Тройник равнопроходный Колено сварное (900) Диффузор Конфузор

Диаметр условного прохода, d у , м

Коэф. местного сопротивления, ξ

80…400 80…400 100 150 200 250 300 80…300 80…300 d1 / d 2 = 0,5…0,8

0,26 10 7,0 6,0 5,2 4,5 3,7 1,5 0,6 0,25 0,1

d1 / d 2 = 1,2…1,65

Общее сопротивление трубопровода

Rc = Rc1 + Rc 2 + Rc 3 .

(4.12)

Сопротивление трубопровода на каждом участке можно определить по удельным гидравлическим сопротивлениям, например для участка 1:

Rс1 = Aд ⋅ l р1 + Aм ∑ξ ,

(4.13)

где АД - удельное сопротивление по длине, r 2/м6; АΜ - удельное местное сопротивление, r 2/м5; ∑ξ - сумма коэффициентов местных сопротивлений фасонных частей, арматуры, задвижек и т.п. на данном участке. Сопротивления трубопровода на других участках определяются аналогичным образом.

64

Значения удельных сопротивлений для наиболее распространенных диаметров условного прохода (d у ) приведены в табл. 4.4; они могут быть вычислены по следующим формулам:

АД =

8λ 2

; 2

3600 π gd

(4.14)

5

8λ

AΜ =

, (4.15) 36002 π 2 gd 4 где λ - коэффициент гидравлического трения; для труб, бывших неко0,3 торое время в эксплуатации λ = 0,021 / d (диаметр труб измеряется в метрах). Таблица 4.4 Значения удельных сопротивлений

d , мм

λ

Aд ∗,r 2/м6

АΜ ∗,r 2/м5

50 75 100 125 150 175 200 225 250 275 300 325 350 375 400 425 450 475 500

0,051586 0,045677 0,041900 0,039187 0,037102 0,035425 0,034034 0,032852 0,031830 0,030933 0,030360 0,029421 0,028774 0,028184 0,026644 0,027146 0,026684 0,026255 0,025854

1082,4 122,72 26,714 8,4868 3,1150 1,3760 0,67807 0,36321 0,20780 0,12539 0,079066 0,051730 0,034930 0,024230 0,017211 0,012481 0,004220 0,006923 0,005275

1020,1 201,50 63,755 26,114 12,594 6,7977 3,9847 2,4876 1,6321 1,11477 0,78710 0,57145 0,42486 0,32230 0,24904 0,19541 0,15548 0,12524 0,10201

* – величину умножить на 10- 6.

65

4.5. Определение рабочего режима водоотливной установки Определив сопротивление трубопровода, строим его характеристику согласно уравнению:

H т = H г + Rс Q . 2

(4.16)

Подставляя различные значения расхода (от 0 до 120% его номинального значения) в уравнение (4.16), находят соответствующие значения напора. Полученную кривую трубопроводной сети накладывают на напорную характеристику насоса (рис. 4.4 – 4.10). Последняя обычно представлена на одно рабочее колесо, поэтому для получения напорной характеристики всего насоса значение напора на графике необходимо умножить на количество рабочих колес. Точка пересечения напорных характеристик насоса и трубопровода определяет рабочий режим водоотливной установки с соответствующими ему координатами (QΡ , Η Ρ ) . 4.6. Проверка рабочего режима на кавитацию Предварительно определяется действительная вакуумметрическая высота всасывания по следующей формуле:

[

]

Η в = Η вс + Aд1l р1 + Aм1 ( ∑ ξ +1) Q , 1

2

(4.17)

где Η вс - геометрическая высота всасывания водоотливной установки, м (согласно типовой схеме ее можно принимать Η вс =3,5 м). По характеристике насоса определяется его допустимая вакуумметрическая высота всасывания в рабочем режиме Η вдоп . Если Η в < Η Βдоп кавитация при работе насоса в данном режиме ( Qр , Η р ) не возникает. В случае невыполнения этого условия, необходимо с целью исключения кавитации уменьшить геометрическую высоту всасывания ( Η вс ) или увеличить диаметр всасывающего трубопровода ( d вс ). В некоторых случаях при малой Η вдоп рекомендуется применять подкачивающие насосы.

66

4.7. Определение необходимой мощности электродвигателя насоса Необходимая мощность для выбора приводного электродвигателя насоса определяется по формуле

N дв = 1,1

Q p Η p ρg

,

3600 ⋅ 1000 ⋅ ηΡ

(4.18)

где ρ – плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3; ηΡ – к.п.д. насоса в рабочем режиме (определяется графическим способом). По каталогу выбирают асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором серий А или АО (мощность до 250 кВт), АЗП (мощность до 1250 кВт), ВА (мощность до 1600 кВт). Их технические характеристики приведены в табл. 4.7. 4.8. Определение экономических показателей водоотливной установки Время работы насосов в сутки при откачке нормального и максимального притоков.

Τmax = 24 ⋅ Qпр max / Qр .

Τн = 24 ⋅ Qпр / Qр ,

(4.19)

Годовой расход электроэнергии на водоотлив

Ε = 1,05

QΡ Η Ρ ρg (305 ⋅ Τн + 60 ⋅ Τmax ) , 3600 ⋅ 1000 ⋅ ηΡ ηд ηс

где ηд – к.п.д. электродвигателя, принимается по табл. 4.5; электрической сети, в расчетах можно принимать ηс = 0,95. Расход электроэнергии на 1 м3 откаченной воды

е=

1,05 ⋅ Η Ρ ρg 3600 ⋅ 1000 ⋅ ηΡ η Α ηс

(4.20)

ηс

- к.п.д.

.

(4.21)

4.9. Аппаратура автоматизации водоотливных установок Схемы управления водоотливными установками предусматривают местное и полуавтоматическое управление, при которых оператор осуществляет только пуск и остановку насосов с места их установки или дистанционно; автоматическое управление, при котором пуск и остановка насо67

сов производится автоматически в зависимости от уровня воды в водосборнике. Схемы автоматического управления водоотливных установок обеспечивают автоматизацию следующих операций: заливку насоса и всасывающего трубопровода водой и пуск двигателя при достижении водой в водосборнике заданного уровня; пуск резервного насоса при повышении уровня воды в водосборнике до аварийного; остановку насоса при снижении уровня воды в водосборнике до заданного; отключение неисправного и включение резервного насосов; контроль подачи, нагрева подшипников и электродвигателей; защиту от пуска не залитого насоса; электрическую защиту. Для автоматизации стационарных водоотливных установок применяется следующая комплектная аппаратура управления: АВО – для одиночного водоотлива; АВ-5 и АВ-7 – для участкового водоотлива; АВН-1м – для водоотлива с низковольтными двигателями (на 3 насоса); УАВ – для главных водоотливных установок с низковольтными и высоковольтными электродвигателями с короткозамкнутым ротором в нормальном исполнении (до 16 насосов); ВАВ – то же, но во взрывобезопасном исполнении для газовых шахт (до 9 насосов). В автоматизированных насосных установках наиболее сложным является заливка водой насоса и всасывающего трубопровода. Перед пуском в гидравлических схемах автоматических установок используются насосы с постоянным заполнением водой; с заполнением насоса и всасывающего трубопровода водой перед пуском, работающие под напором (отрицательная высота всасывания). 4.10. Эксплуатационные расчёты основного оборудования карьерных водоотливных установок Исходными данными для проектирования и эксплуатационного расчёта оборудования зумпфовых водоотливных установок является величина нормального Qн и максимального Qmax суточных водопритоков в горные выработки, а также выкопировки из плана карьера, на котором указано местоположение водосборников и водоотводных сооружений. Нормальный водоприток формируется водоносными горизонтами горного массива, вскрываемыми выработками карьера и определяется специальным расчётом по результатам гидрогеологической разведки месторождения. Максимальный водоприток образуют подземные и поверхност68

ные воды, дополнительно поступающие в карьер в период ливней и снеготаяния. Объём последних определяется по величине площади водосбора карьера, максимальной интенсивности ливней и средней толщине снежного покрова в периоды интенсивного снеготаяния. По выкопировке из плана карьера строится профиль трассы трубопроводов водоотливной установки и определяются общая протяжённость и высота подъёма всасывающих и нагнетательных линий насосной станции. Если водопритоки и трасса трубопровода заданы, то эксплуатационный расчёт оборудования водоотливной установки производится в такой последовательности. Расчётная производительность насосной станции определяется с учётом необходимости откачки суточных водопритоков за 16 ч в соответствии с требованиями ПБ: по нормальному водопритоку

Q p = QH / 16 ;

(4.22)

по максимальному водопритоку

Q pm = Qmax / 16 ,

(4.23)

где Qн и Qmax – соответственно нормальный и максимальный суточные водопритоки в водосборник, м3 /сут. Диаметр трубопроводов нагнетательного става определяется по формуле 4 ⋅ Qр.т , (4.24) DH = 3600 ⋅ π ⋅ υэ где Qp.т – расчётный расход одного става труб, м3/ч; υэ – экономичная величина скорости воды в трубе, м/с. Если расчётный расход насосной станции по максимальному притоку Q pm выше такового по нормальному водопритоку Qp более чем в 2 раза, то Qр.т = Q р и водоотливная установка оборудуется двумя ставами труб: рабочим и резервным. Оба става одновременно вводят в действие в периоды снеготаяния и ливневых вод. При Q pm > 2Q p расчёт диаметра нагнетательного става производят по Qр.т = 0,5Q pm , а установку оборудуют тремя ставами труб. Три нагнетательных става рекомендуется использовать во всех случаях, когда расчётный диаметр трубопровода более 400 мм. При большой разнице между Q p и Q pm откачку максимального и 69

нормального притоков производят по самостоятельным ставам с разными диаметрами труб. В этом случае насосы, предназначенные для откачки нормального притока, не имеют резервного става. В качестве резерва используются трубопроводы насосов, работающих в периоды максимального водопритока. Выбор насосов производят по расчётным производительности и напору насосной станции, используя поля Q-H, сводных графиков промышленных зон центробежных насосов (рис. 4.3). Во всех случаях необходимо стремиться к обеспечению откачки максимального и нормального водопритоков однотипными насосными агрегатами. Если максимальный и нормальный водопритоки разнятся не более чем в 3 раза, то для их откачки используют однотипные насосы, производя выбор последних по расчётной подаче Qp . В соответствии с ПБ при притоке воды в выработке более 50 м3/ч водоотливные установки оборудуют не менее чем тремя насосными агрегатами. При большей разнице между нормальным и максимальным притоками их обеспечивают разнотипными насосами, предусматривая для каждой группы рабочих насосов 100%-ый резерв. Расчет характеристики внешней сети выполняют по формулам:

H c = H г + RcQ2 ; Rc = (1 + λ

L 8 + ∑ξ ) 2 4 D π ⋅D ⋅g

(4. 26) (4.27)

после определения общей гидравлической схемы водоотливной установки с расстановкой необходимой трубопроводной арматуры. При этом уточняют количество насосов, работающих одновременно на один трубопроводный став, а также схему соединения насосов (последовательная, параллельная, смешанная). Характеристику внешней сети рассчитывают по точкам в интервале подач от 0 до (1,5 – 1,6)· Qp.т с шагом, равным (0,2 – 0,25)· Qp.т . Результаты расчёта представляют в виде соответствующей таблицы, по которой строится график характеристики H c − Q . Рабочий режим водоотливной установки определяют графически по точке пересечения характеристики внешней сети с суммарной напорной характеристикой рабочих насосов. В результате построения определяют ожидаемые расходы Qо , напор H о и кпд ηо насосов. Мощность двигателя насоса рассчитывают по формуле H Q (4.28) N= 0 0 . 1000η 0 70

Годовой расход энергии (кВт·ч) на водоотлив определяют по формуле E = 1,05

ρ⋅g ( Qн ⋅ H O.H ⋅ Z H + Qmax ⋅ H om ⋅ Z m ) , 3 ηO.H ηom 3600 ⋅10 ηдв ⋅ηс

(4.29)

где ρ – плотность воды, кг/м3; Qн и Qmax – соответственно нормальный и максимальный суточные водопритоки в водосборник установки, м3/сут; H о.н и ηо.н – ожидаемый напор (м) и к.п.д. насосов при откачке нормального водопритока; H om и ηom – то же, при откачке максимального притока; Z н и Z m – количество дней в году сооответственно с нормальным и максимальным водопритоками; η дв и ηс – к.п.д. соответственно электродвигателя и электросети. Коэффициент 1,05 учитывает дополнительный расход энергии вспомогательным оборудованием насосной станции. Остальные числовые коэффициенты связаны с различием в размерности параметров, входящих в формулу (4.29), и итога вычислений. Таблица 4.5 Техническая характеристика секционных центробежных насосов

Типоразмер насоса

ЦНС38-50 ЦНС 38-75 ЦНС 38-100 ЦНС 38-125 ЦНС 38-150 ЦНС 38-175 ЦНС 38-200 ЦНС 38-225 ЦНС 38-250 ЦНСК 60-40 ЦНСК 60-60 ЦНСК 60-80 ЦНСК 60-100

Мощ- Допустимая ность вакуум. вы- Подача насоса Частота Пода- Напор, комплек- сота всасыв пределах враще- К.П.Д. ча, м. тующего вания при рабочей части ния, насоса м3/ч вод.ст. электрохарактеристики, об/мин t = + 20oC, двигатем3/ч м . вод . ст . ля, кВт

38 38 38 38 38 38 38 38 38

Насосы ЦНС 38 – 50-250 50 1475 0,62 13 75 1475 0,62 22 100 1475 0,62 30 125 1475 0,62 30 159 1475 0,62 30 175 1475 0,62 40 200 1475 0,62 40 225 1475 0,62 55 250 1475 0,62 55

5,0 5,0 5,0 5,0 5,0 5,0 5,0 5,0 5,0

28-48 28-48 28-48 28-48 28-48 28-48 28-48 28-48 28-48

60 60 60 60

Насосы ЦНСК 60 – 40-200 40 1475 0,60 13 60 1475 0,60 22 80 1475 0,60 30 100 1475 0,60 30

5,0 5,0 5,0 5,0

48-80 48-80 48-80 48-80

71

Продолжение табл. 4.5

Типоразмер насоса

ЦНСК 60-120 ЦНСК 60-140 ЦНСК 60-160 ЦНСК 60-180 ЦНСК 60-200 ЦНС 60-66 ЦНС 60-99 ЦНС 60-132 ЦНС 60-165 ЦНС 60-198 ЦНС 60-231 ЦНС 60-264 ЦНС 60-297 ЦНС 60-330

Мощ- Допустимая ность вакуум. вы- Подача насоса Частота Пода- Напор, комплек- сота всасыв пределах враще- К.П.Д. ча, м. тующего вания при рабочей части ния, насоса м3/ч вод.ст. электрохарактеристики , об/мин t = + 20oC, 3 двигатем /ч м. вод. ст. ля, кВт

60 60 60 60 60

120 140 160 180 200

1475 1475 1475 1475 1475

0,60 0,60 0,60 0,60 0,60

40 55 55 55 75

60 60 60 60 60 60 60 60 60

Насосы ЦНС 60 – 66-330 66 2950 0,65 22 99 2950 0,65 30 132 2950 0,65 40 165 2950 0,65 55 198 2950 0,65 55 231 2950 0,65 75 264 2950 0,65 75 297 2950 0,65 75 330 2950 0,65 100

5,0 5,0 5,0 5,0 5,0

48-80 48-80 48-80 48-80 48-80

5,0 5,0 5,0 5,0 5,0 5,0 5,0 5,0 5,0

48-80 48-80 48-80 48-80 48-80 48-80 48-80 48-80 48-80

4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5

80-130 80-130 80-130 80-130 80-130 80-130 80-130 80-130 80-130

Насосы ЦНС 105 – 98 - 490 ЦНС 105-98 ЦНС 105-147 ЦНС 105-196 ЦНС 105-245 ЦНС 105-294 ЦНС 105-343 ЦНС 105-392 ЦНС 105-441 ЦНС 105-490

105 105 105 105 105 105 105 105 105

98 147 196 245 294 343 392 441 490

2950 2950 2950 2950 2950 2950 2950 2950 2950

0,65 0,68 0,68 0.68 0,68 0,68 0,68 0,68 0,68

55 75 100 125 160 160 200 250 250

Насосы ЦНС 180 – 85 - 425 и ЦНСК 180 – 85 - 425 ЦНС 180-85 180 ЦНСК 180-85 ЦНС 180-128 180 ЦНСК180-128 ЦНС 180-170 180 ЦНСК180-170

85

1475 0,70

75

5,0

130-220

128

1475 0,70

100

5,0

130-22

170

1475 0,70

132

5,0

130-220

72

Продолжение табл. 4.5

Типоразмер насоса

ЦНС 180-212 ЦНСК180-212 ЦНС 180-255 ЦНСК180-255 ЦНС 180-297 ЦНСК180-297 ЦНС 180-340 ЦНСК180-340 ЦНС 180-383 ЦНСК180-383 ЦНС 180-425 ЦНСК180-425

Мощ- Допустимая ность вакуум. вы- Подача насоса Частота Пода- Напор, комплек- сота всасыв пределах враще- К.П.Д. ча, м. тующего вания при рабочей части ния, насоса м3/ч вод.ст. электрохарактеристики, об/мин t = + 20oC, двигатем3/ч м . вод . ст . ля, кВт

180

212

1475

0,70

160

5,0

130-220

180

255

1475

0,70

200

5,0

30-220

180

297

1475

0,70

250

5,0

130-220

180

340

1475

0,70

250

5,0

130-220

180

383

1475

0,70

320

5,0

130-220

180

425

1475

0,70

320

5,0

130-220

4,0 4,0 4,0 4,0

130-220 130-220 130-220 130-220

5,0 5,0 5,0 5,0 5,0

130-220 130-220 130-220 130-220 130-220

Насосы ЦНС 180 – 476 - 680 ЦНС 180-476 ЦНС 180-544 ЦНС 180-612 ЦНС 180-680

180 180 180 180

476 544 612 680

2950 2950 2950 2950

0,72 0,72 0,72 0,72

380 400 500 500

Насосы ЦНС 180 – 500 - 900 ЦНС 180-500 ЦНС 180-600 ЦНС 180-700 ЦНС 180-800 ЦНС 180-900

180 180 180 180 180

500 600 700 800 900

2950 2970 2970 2970 2970

0,72 0,72 0,72 0,72 0,72

340 408 476 545 612

Насосы ЦНС 300 – 120 – 600 и ЦНСК 300 – 120 - 600 ЦНС 300-120 ЦНСК300-120 ЦНС 300-180 ЦНСК300-180 ЦНС 300-240 ЦНСК300-240 ЦНС 300-300 ЦНСК300-300

300

120

1475

300

180

1475

300

240

1475

300

300

1475

0,71 0,68 0,71 0,68 0,71 0,68 0,71 0,68

73

160

5,0

220-380

250

5,0

220-380

320

5,0

220-380

400

5,0

220-380

Продолжение табл. 4.5

Типоразмер насоса

ЦНС 300-360 ЦНСК300-360 ЦНС 300-420 ЦНСК300 420 ЦНС 300-480 ЦНСК300-480 ЦНС 300-540 ЦНСК300-540 ЦНС 300-600 ЦНСК300-600

Мощ- Допустимая ность вакуум. вы- Подача насоса Частота Пода- Напор, комплек- сота всасыв пределах враще- К.П.Д. ча, м. тующего вания при рабочей части ния, насоса м3/ч вод.ст. электрохарактеристики , об/мин t = + 20oC, 3 двигатем /ч м. вод. ст. ля, кВт

300

360

1475

300

420

1475

300

480

1475

300

540

1475

300

600

1475

0,71 0,68 0,71 0,68 0,71 0,68 0,71 0,68 0,71 0,68

500

5,0

220-380

500

5,0

220-380

630

5,0

220-380

800

5,0

220-380

800

5,0

220-380

-2,0 -2,0 -2,0 -2,0

220-380 220-380 220-380 220-380

-2,0 -2,0 -2,0 -2,0 -2,0

220-380 220-380 220-380 220-380 220-380

4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5

380-640 380-640 380-640 380-640 380-640 380-640 380-640 380-640 380-640

Насосы ЦНС 300 – 700-1000 ЦНС 300-700 ЦНС 300-800 ЦНС 300-900 ЦНС 300-1000

300 300 300 300

700 800 900 1000

2950 2950 2950 2950

0,74 0,74 0,74 0,74

735 840 949 1050

Насосы ЦНС 300 – 780-1300 ЦНС 300-780 ЦНС 300-910 ЦНС 300-1040 ЦНС 300-1170 ЦНС 300-1300

300 300 300 300 300

780 910 1040 1170 1300

2950 2950 2950 2950 2950

0,76 0,76 0,76 0,76 0,76

839 976 1119 1258 1395

Насосы ЦНСК 500 – 160-800 ЦНСК500-160 ЦНСК500-240 ЦНСК500-320 ЦНСК500-400 ЦНСК500-480 ЦНСК500-560 ЦНСК500-640 ЦНСК500-720 ЦНСК500-800

500 500 500 500 500 500 500 500 500

160 240 320 400 480 560 640 720 800

1475 1475 1475 1475 1475 1475 1475 1475 1475

0,73 0,73 0,73 0,73 0,73 0,73 0,73 0,73 0,73

74

300 450 600 750 900 1050 1200 1350 1500

Окончание табл. 4.5

Типоразмер насоса

Мощ- Допустимая ность вакуум. вы- Подача насоса Частота Пода- Напор, комплек- сота всасыв пределах враще- К.П.Д. ча, м. тующего вания при рабочей части ния, насоса м3/ч вод.ст. электрохарактеристики , об/мин t = + 20oC, 3 двигатем /ч м. вод. ст. ля, кВт

Насосы ЦНСГ 800 – 250-1000 ЦНСГ800-250 ЦНСГ800-375 ЦНСГ800-500 ЦНСГ800-625 ЦНСГ800-750 ЦНСГ800-875 ЦНСГ8001000

800 800 800 800 800 800 800

250 375 500 625 750 875 1000

1475 1475 1475 1475 1475 1475 1475

0,75 0,75 0,75 0,75 0,75 0,75 0,75

725 1090 1450 1810 2180 2540 2900

3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

640-1000 640-1000 640-1000 640-1000 640-1000 640-1000 640-1000

Таблица 4.6 Размеры присоединительных патрубков насосов ЦНС Внутренние диаметры патрубков, мм Тип насоса

подводящего

напорного

ЦНС 38 – 50-250 ЦНС 60 – 40-200 ЦНС 105 – 98-490

125

125

ЦНС 60 – 66-330

100

80

ЦНС (К) 180 – 85-425

150

150

ЦНС 180 – 476-680 ЦНС 180 – 500-900

150

125

ЦНС (К) 300 – 120-600

200

200

ЦНС 300 – 700-1000 ЦНС 300 – 780-1300

200

175

ЦНСК 500 – 160-800

250

200

ЦНСГ 800 – 250-1000

300

250

75

Таблица 4.7 Технические данные электродвигателей Тип электродвигателя

ВАО – 52-4 ВАО – 61-4 ВАО – 62-4 ВАО – 71-4 ВАО – 72-4 ВАО – 81-4 ВАО – 82-4 ВАО – 91-4 ВАО – 92-4 ВАО – 315-4 ВАО – 315М-4 ВАО – 450М-4 ВАО – 450-4 ВАО – 500М-4 ВАО – 500-4 ВАО – 560М-4 ВАО – 560-4 ВАО – 630М-4 ВАО – 630-4 ВАО – 710М-4 ВАО – 710-4 ВАО – 800-4 ДСП – 40/74-4 ВАО – 51-2 ВАО – 52-2 ВАО – 62-2 ВАО – 71-2 ВАО – 72-2 ВАО – 81-2 ВАО – 82-2 ВАО – 91-2 ВАО – 92-2 ВАО – 450М-2 ВАО – 450-2 ВАО – 500М-2 ВАО – 500-2 АЗП – 500 Украина 12-3/2 АЗП – 800 АЗП – 1000 АЗП – 1250

Частота вращения, об/мин

Мощность, кВт

Напряжение, В

КПД, %

cos φ

1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000 3000

10 13 17 22 30 40 55 75 100 132 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 3000 10 13 17 22 30 40 55 75 100 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250

220/380 220/380 220/380 220/380 220/380 220/380 220/380 220/380 220/380 380/660 380/660 6000 6000 6000 6000 6000 6000 6000 6000 6000 6000 6000 6000 220/380 220/380 220/380 220/380 220/380 220/380 220/380 220/380 220/380 6000 6000 6000 6000 6000 6000 6000 6000 6000

88,5 88,5 89,5 90,0 90,5 91,0 91,0 91,0 91,5 93,5 94,0 93,0 93,2 94,0 94,5 94,0 94,5 95,0 95,4 95,5 95,7 96,0

0,86 0,86 0,88 0,88 0,88 0,88 0,88 0,87 0,88 0,88 0,88 0,87 0,87 0,87 0,88 0,9 0,9 0,9 0,9 0,9 0,91 0,92

87,0 87,5 87,0 88,0 89,0 89,0 90,0 90,0 90,5 93,7 94,2 94,0 94,2

0,88 0,88 0,9 0,9 0,9 0,9 0,9 0,88 0,88 0,86 0,88 0,89 0,89

76

94,0

0,89

77

Раздел 3 ВЕНТИЛЯТОРНЫЕ УСТАНОВКИ ГЛАВНОГО ПРОВЕТРИВАНИЯ

Назначение, классификация и устройство вентиляторных установок Проектирование вентиляторных установок Задачи и примеры расчета вентиляторных установок

88

Глава 5. НАЗНАЧЕНИЕ, КЛАССИФИКАЦИЯ И УСТРОЙСТВО ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК 5.1. Назначение и классификация вентиляторных установок Вентиляторные установки на горных предприятиях служат для проветривания горных выработок и поддержания в них комфортных и безопасных условий труда путем создания атмосферных условий, при которых состав, скорость перемещения и температура воздуха соответствовали бы требованиям отраслевых ПБ. Атмосферный воздух, проходя по горным выработкам, изменяет свой состав. Содержание кислорода в нем уменьшается, а углекислого газа увеличивается. Кроме того, в него попадают такие газы, как азот, оксид углерода, сероводород, сернистый газ, оксиды азота, метан, а также пыль, пары воды и другие вещества, выделяющиеся из горных пород и образующиеся при производстве горных работ. Содержание газов в воздухе характеризуется их концентрацией, представляющей собой отношение объема (объемная концентрация) или массы (массовая концентрация) данного газа ко всему количеству газовоздушной смеси. Воздух, поступивший с поверхности в горные выработки и претерпевший изменения, называется рудничным. Воздушная струя, движущаяся от воздухоподающего ствола к забоям, называется поступающей, а от забоев к воздуховыдающему стволу – исходящей. Рудничный воздух в основном состоит из следующих компонентов: • кислорода, минимальное содержание которого согласно ПБ должно быть не менее 20 % по объему; • углекислого газа, максимальное допустимое содержание которого не должно превышать: 0,5 % на рабочих местах и в исходящих струях участков; 0,75 % в выработках с исходящей струей крыла, горизонта и шахты в целом; • оксида углерода, объемная концентрация которого в рудничном воздухе действующих и строящихся выработок не должна превышать 0,0016 %; • оксидов азота, образующихся при взрывных работах. Их содержание не должно превышать 0,00025 % по объему в пересчете на диоксид азота NО2; • сернистого газа, содержание которого не должно превышать 0,00035 % по объему. Особое место в рудничной атмосфере занимает метан. С воздухом метан образует горючие и взрывчатые смеси. Причем при объемной концентрации метана в воздухе до 5 – 6 % метано-воздушная смесь не взрывается; свыше 14 – 15 % - не горит и не взрывается. Все шахты и рудники, в которых хотя бы в одной выработке был обнаружен метан, относят к опасным по газу, что влечет за собой дополнительные требования к обеспечению безопасности. При этом все опасные 89

по газу шахты разделяются на пять категорий: I (относительная метанообильность до 5 м3/т добычи), II (от 5 до 10 м3/т), III (от 10 до 15 м3/т), сверхкатегорные (15 м3/т и более) и опасные по внезапным выбросам. По метанообильности рудники разделяют на четыре категории: I (до 7 м3/т), II (от 7 до 14 м3/т), III (от 14 до 21 м3/т) и сверхкатегорные (21 м3/т и более). С учетом отмеченного выше, процесс проветривания горных выработок должен обеспечить в рудничном воздухе необходимое количество кислорода, а также разбавить выделяющиеся вредные газы и вещества до допустимых концентраций, что и определяет в основном объем воздуха, который необходим для проветривания. Этот процесс осуществляется с помощью специальных вентиляторов, предназначенных для горной промышленности. По назначению вентиляторные установки подразделяются на главные, вспомогательные и местного проветривания. Вентиляторные установки главного проветривания предназначены для вентиляции всех выработок горного предприятия (шахты, рудника, карьера) или его части (крыло, блок, панель и т.д.). В соответствии с ПБ на шахтах и подземных рудниках эти установки располагаются на поверхности у устья герметически закрытых стволов, шурфов, штолен и скважин. Вспомогательные вентиляторные установки предназначены для проветривания стволов и капитальных выработок при их проходке, а также отдельных участков горного предприятия. Обычно они располагаются, как и главные, на дневной поверхности. Вентиляторные установки местного проветривания используются для вентиляции тупиковых выработок, забоев и отдельных застойных зон. Соответственно по назначению разделяются и вентиляторы: вентиляторы главного проветривания, вспомогательные вентиляторы и вентиляторы местного проветривания. По способу проветривания главные вентиляторные установки подразделяют на всасывающие и нагнетательные. Всасывающий способ проветривания применяют, как правило, на шахтах, опасных по газу, нагнетательный – на шахтах, не опасных по газу. Иногда применяют нагнетательно-всасывающий способ проветривания. В этом случае два вентилятора работают последовательно – один на нагнетание, а другой на всасывание. В составе главных и вспомогательных вентиляторных установок используют как осевые, так и центробежные вентиляторы. Вентиляторы местного проветривания являются в основном осевыми. Карьерные вентиляторные установки разделяются, кроме того, на стационарные и передвижные. Стационарные установки, как правило, имеют систему закрытых каналов (подземных выработок или трубопроводов), по которым подается в карьер или отсасывается из него воздух. Передвижные вентиляторные установки изменяют свое местоположение по мере перемещения зон максимального выделения пыли и вредных газов в карьере и не имеют специальных каналов для подачи по ним воздуха. Воз90

душный поток, формируемый проточной частью вентиляторного агрегата, по выходе из него распространяется в атмосфере карьерного пространства, вовлекая в движение значительные ее массы за счет сил трения и эжектирующего действия потока. 5.2. Общее устройство вентиляторных установок главного проветривания Устройство вентиляторной установки зависит от ее назначения, расположения, типа применяемых вентиляторов и требований отраслевых Правил безопасности и Правил технической эксплуатации, предъявляемых к установкам различных типов. В составе вентиляторных установок главного проветривания одинаково широко применяются как центробежные, так и осевые вентиляторы. Центробежные вентиляторы главного проветривания в соответствии с ГОСТ 11004–84 изготавливаются одноступенчатыми с односторонним (ВЦ) и двусторонним (ВЦД) подводом воздуха с диаметрами рабочих колес от 1,6 до 4,75 м, номинальной подачей от 25 до 630 м3/с и номинальным статическим давлением от 2450 до 7000 Па. Основным способом регулирования рабочего режима центробежных вентиляторов главного проветривания является изменение угла установки лопаток входного направляющего аппарата (НА). На отдельных моделях центробежных вентиляторов предусмотрено регулирование режима изменением частоты вращения приводного электродвигателя. Осевые вентиляторы главного проветривания, выпускаемые серийно, охватывают диапазон подач от 10 до 580 м3/с и статических давлений от 600 до 3900 Па и предназначены для проветривания горных предприятий с относительно небольшим сопротивлением вентиляционной сети. Все они выполнены по двухступенчатой схеме и имеют спрямляющенаправляющий аппарат, расположенный между рабочими колесами 1-й и 2-й ступеней, и спрямляющий аппарат за рабочим колесом 2-й ступени. Главные вентиляторные установки должны состоять не менее чем из двух вентиляторных агрегатов, один из которых должен быть резервным. Вентиляторы на газовых шахтах должны быть одного типоразмера. На негазовых шахтах главные вентиляторные установки могут состоять из одного агрегата с резервным электроприводом. Кроме того, главные вентиляторные установки должны быть оборудованы реверсивными устройствами, обеспечивающими изменение направления воздушного потока (вентиляционной струи) на противоположное во всех горных выработках, проветриваемых за счет общешахтной депрессии. Если уровень шума вентиляторных установок выше допустимых норм, то они должны оборудоваться глушителями шума. Рабочий и резервный вентиляторы соединяются со стволом шахты системой вентиляционных каналов: подводящего, всасывающих, нагнета91

тельных, обводных и диффузора с выходной частью. Каналы выполняются в бетоне в комплексе со зданием, в котором размещаются вентиляторные агрегаты. Таким образом, в общем случае в состав вентиляторной установки главного проветривания входят: два вентиляторных агрегата, состоящих из вентиляторов с электродвигателями и аппаратуры управления, автоматизации и контроля; вспомогательное оборудование для переключения и реверсирования воздушного потока; система вентиляционных каналов, обеспечивающих прямую и реверсивную работу каждого из вентиляторов; глушители шума. Вспомогательное оборудование включает в себя: ляды, с помощью которых перекрываются вентиляционные каналы; механизмы для открывания и закрывания ляд; устройства для уплотнения ляд; люки для доступа в каналы. Ляды выполняются по типу падающих или самоходных вертикальных дверей. В качестве привода ляд применяются лебедки с системой канатов (падающие ляды), а также цепной привод с червячным редуктором и винтовой с мотор-редуктором для самоходных вертикальных ляд. Компоновка вентиляторной установки определяется типом вентилятора: осевой или центробежный, с одно- или двухсторонним входом, реверсивный или нет. Центробежные вентиляторы являются нереверсивными. Поэтому вентиляторные установки с центробежными вентиляторами имеют обводные каналы, по которым воздух нагнетается в шахту при реверсивном режиме работы вентилятора. Для компоновки таких установок характерен также общий диффузор для обоих вентиляторов, который на некоторой высоте переходит в сужающуюся надстройку (конфузор). На рис. 5.1 показаны принципиальные технологические схемы вентиляторных установок с центробежными вентиляторами. При работе рабочего вентилятора 1 на всасывание (нормальный режим) ляда 2 подводящего канала, ляда 3 переключения всасывающего канала рабочего вентилятора, отсекающая ляда 4 нагнетательного канала рабочего вентилятора и ляда 5 диффузора открыты. Отсекающая ляда 6, ляда переключения 7 резервного вентилятора 8 и ляда 9 всасывающей будки закрыты. При этом воздух поступает к рабочему вентилятору через главный подводящий и всасывающие каналы (схема движения воздуха показана сплошными стрелками) и через нагнетательные каналы и диффузор нагнетается в атмосферу. При переключении на резервный вентилятор ляды 3 и 4 закрываются, а ляды 6 и 7 открываются. При работе на нагнетание (реверсивный режим) вентилятор всасывает воздух из атмосферы через открытую ляду 9 всасывающей будки и нагнетает его через обводной канал, связанный с подводящим каналом, в шахту (схема движения воздуха показана пунктирными стрелками). Ляда 5 диффузора при этом закрыта.

92

Рис. 5.1. Принципиальные технологические схемы установок главного проветривания с центробежными вентиляторами: а – одностороннего входа; б – двухстороннего входа

5.3. Аэродинамические характеристики вентиляторов Аэродинамические характеристики вентиляторов (вентиляторных установок) определяются опытным путем и представляют совокупность графических зависимостей статического давления Нст и статического коэффициента полезного действия ηст от расхода (подачи) Q воздуха при различных регулируемых параметрах вентиляторных агрегатов (частотах вращения, углах установки лопастей рабочего колеса и пр.). Статическое давление вентилятора численно равно разности давлений в нагнетательном и всасывающем каналах вентиляторной установки. Оно отображает приращение в каналах вентилятора удельной энергии давления газа, отнесенной к его объему. Приращение удельной кинетической энергии воздуха в каналах вентиляторной установки практически равно нулю, так как скорости соответствующих потоков в нагнетательном и всасывающем каналах примерно одинаковы. Приращением удельной энергии положения в поле тяжести Земли можно пренебречь из-за малой плотности воздуха. Поэтому статическое давление с достаточной точностью отображает величину полной удельной энергии, приобретаемой воздухом в каналах вентиляторной установки. Статический КПД вентиляторной установки определяется следующим образом:

ηст =

H стQ , 3 10 N 93

(5.1)

где Н cm – статическое давление вентилятора, Па; Q - расход воздуха, м3/с; N – потребляемая вентилятором мощность, кВт. К режиму работы вентиляторов предъявляются три основных требования: обеспечение необходимой подачи, экономичность и устойчивость. Исходя из последних двух условий, на напорной характеристике вентилятора выделяют зону промышленного использования. Режим работы вентилятора главного проветривания считается экономичным, если ηcm > 0,6. Центробежные вентиляторы имеют пологопадающую характеристику статического давления Нcт - Q (рис. 5.2, а), для которой все режимы работы являются устойчивыми. Поэтому зона промышленного использования 1 – 2 характеристики Hст - Q центробежного вентилятора определяется только из условия экономичности. Осевые вентиляторы имеют, как правило, седлообразную характеристику Hст - Q со впадинами и даже с разрывами (рис. 5.2, б). Поэтому осевые вентиляторы в некотором диапазоне подач могут иметь неустойчивые режимы работы. Исходя из этого, со стороны малых подач, где указанная характеристика имеет впадины и разрывы, зона промышленного использования ограничивается условием устойчивости (точка 7), а со стороны больших подач условием экономичности (точка 2). Отличительной эксплуатационной особенностью вентиляторных установок является их работа на внешнюю сеть, сопротивление которой постоянно меняется в связи с развитием фронта работ и изменением климатических и горно-технических условий. Кроме того, вентиляторы главного проветривания имеют очень большой срок службы: от 14 до 20 лет. За это время характеристика внешней сети может измениться в значительных пределах. Поэтому для того, чтобы вентиляторная установка могла обеспечить необходимую подачу воздуха в течение всего срока службы, она должна быть регулируемой. Регулирование режима работы осевых вентиляторов типа ВОД осуществляют в настоящее время за счет изменения углов установки лопастей рабочего колеса. При этом поворот лопастей производится дискретно через 5 град. Поэтому регулирование получается ступенчатым. Режимы работы центробежных вентиляторов регулируются изменением углов установки лопаток направляющих аппаратов или частоты вращения п рабочего колеса. Оба эти способа регулирования являются непрерывными. Комбинированный способ регулирования заключается в том, что в диапазонах рабочего режима вентиляторов осуществляется подрегулировка (тонкое регулирование) различными способами (направляющим аппаратом, задвижкой в вентиляционном канале и т.д.).

94

Рис. 5.2. Определение зоны промышленного использования вентиляторов главного проветривания по их индивидуальным характеристикам: а – центробежного вентилятора; б – осевого вентилятора

В связи с этим для вентиляторов выбирают не индивидуальные, а универсальные характеристики, используя на практике при расчетах только ее часть – область промышленного использования, в которой все режимы работы являются экономичными и устойчивыми. Для ее получения на каждой напорной характеристике выделяют зону промышленного использования и соответственные концы этих зон соединяют линиями, которые являются границами области по условиям экономичности и устойчивости. Поэтому аэродинамические характеристики вентиляторов главного проветривания имеют вид, показанный на рис. 5.2. (а) и 5.2. (б).

95

Глава 6. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК Исходными данными для проектирования вентиляторных установок шахт и рудников являются: Q – количество воздуха, необходимое для проветривания шахт, м3/с; Η max ,Η min – максимальная и минимальная депрессия (или соответствующие эквиваленты отверстия) вентиляторной сети; категория шахты по газу и пыли. При проектировании необходимо: выбрать наиболее выгодную установку, т.е. вентилятор и способ его регулирования на основе технико-экономического сравнения возможных вариантов; определить режимы работы вентилятора при максимальном и минимальном эквивалентных отверстиях; установить способ регулирования и выполнить расчеты, связанные с регулированием рабочих режимов вентилятора; определить резерв производительности вентилятора; определить мощность приводного двигателя вентилятора и среднегодовой расход электроэнергии; выбрать пускорегулирующую аппаратуру, аппаратуру управления, средства контроля, кабели; рассчитать калориферную установку и выбрать для нее оборудование. 6.1. Выбор вентилятора и способа его регулирования Для выбора вентилятора на сводные графики областей промышленного использования шахтных вентиляторов главного проветривания (рис. 6.1÷6.4) наносят точки с координатами ( Q, H min ) и ( Q, H max ) и выбирают вентилятор, в область промышленного использования которого входят эти точки. Заданным условиям могут соответствовать более двух вентиляторов. С экономической точки зрения наиболее выгодным является вентилятор, для которого годовые затраты с учетом капитальных вложений минимальны. При выборе способа регулирования определенного типоразмера вентилятора нужно руководствоваться следующим положением. В том случае, если обе расчетные точки входят в область промышленного использования одного вентилятора при данной частоте его вращения и числе лопаток рабочих колес, то регулирование рабочего режима следует предусматривать только поворотом НА – направляющего аппарата (у центробежных вентиляторов ВЦ и ВЦД) или поворотом лопаток рабо-

96

чих колес в сочетании с тонким регулированием лопатками СНА – спрямляющее-направляющим аппаратом (у осевых вентиляторов). Если в область промышленного использования вентилятора входит только точка с координатами ( Q, H min , H max ), которая находится вне этой области, то следует предусмотреть дополнительное грубое (ступенчатое) регулирование изменения частоты вращения вентилятора, путем замены приводного двигателя на другой, с иными оборотами и мощностью (у ВЦ и ВЦД) или снятием половины лопаток на втором рабочем колесе (у ВОД). В случае необходимости существенного изменения подачи и давления вентилятора, он может быть оборудован регулируемым приводом (асинхронно-вентильным каскадом). Однако прибегать к такому способу регулирования следует, как правило, только в тех случаях, когда перечисленные выше способы не в состоянии обеспечить экономичное регулирование режима работы во всем диапазоне изменения необходимых подачи и давления. В том случае, если для обеспечения необходимых подачи и давления подходят два или более вентиляторов разных типоразмеров, то вентиляторную установку следует оборудовать такими вентиляторами и приводом, при которых приведенные затраты на сооружение и эксплуатацию вентиляторной установки получают наименьшими:

С = ЕΗ К Β + СЭ + АΒ + СΡ + СО + СΜ ,

(6.1)

где Ен – нормативный коэффициент эффективности капитальных вло-1 жений ( ЕΗ = 0,15 год ); К в – капитальные затраты на вентиляторную установку (стоимость строительных сооружений, механического оборудования, электропривода, аппаратуры амортизации, а также их монтажа), р.; С э – стоимость эксплуатации вентиляторной установки, включающая амортизационные отчисления по каждому из перечисленных выше элементов установки Ав , стоимость электроэнергии, потребляемой установкой – Ср , обслуживания – Со , ремонтов и наладок, материалов См , р./год. Способ регулирования рабочих режимов предусмотрен конструкцией вентилятора. Расчеты по регулированию заключаются в определении числа ступеней регулирования и рабочих режимов на этих ступенях, а также продолжительности работы на каждой из ступеней. Для установления числа ступеней регулирования необходимо на аэродинамическую характеристику вентилятора наложить характеристики вентиляторной сети при Η min , Η max .

97

Рис. 6.1. Сводные графики областей промышленного использования шахтных осевых вентиляторов

Рис. 6.2. Сводные графики областей промышленного использования шахтных вентиляторов местного проветривания

98

Рис. 6.3. Сводные графики областей промышленного использования шахтных центробежных вентиляторов главного проветривания

99

100

Характеристики вентиляторной сети строятся по точкам, полученным путем вычисления напора – H с учетом различных значений производительности – Q от 0 до 1,25 требуемой производительности. Соединив точки заданных режимов прямой линией, находят число ступеней регулирования по точкам пересечения этой линии с аэродинамическими характеристиками вентилятора (рис. 6.7÷6.15). 6.2. Определение резерва подачи вентилятора Резерв производительности вентилятора устанавливают как отношение производительности вентилятора, определяемой точками пересечения характеристик вентиляционной сети с правой граничной характеристикой вентилятора, к заданной производительности. Для реверсивных вентиляторов необходимо определять производительность при реверсировании вентиляционной струи. По ПБ она должна быть не менее 60% от производительности при нормальной работе. 6.3. Определение мощности вентилятора и среднегодового расхода электроэнергии на проветривание Мощность вентилятора (на его валу) может быть вычислена по формулам: Q ⋅h Q ⋅h N max = c max . N min = c min ; (6.2) 1000ηс 1000ηс Пользуясь формулой (6.2) по hmin ,hmax определяют максимальную и минимальную мощности на валу вентилятора, по значениям которых выбирают тип и мощность привода вентилятора. В случае применения асинхронных двигателей при N min / N max < 0,6 рекомендуется принимать два двигателя на различные периоды работы вентиляторной установки. При этом мощность каждого из них принимается по максимальному давлению вентилятора в пределах каждого периода работы двигателя. Синхронный двигатель всегда принимается один на весь срок службы вентилятора. Учитывая возможные изменения сопротивления выработок шахты, мощность двигателя обычно принимают с некоторым запасом (10-15%). Среднегодовой расход электроэнергии вентиляторной установки определяют по формуле

Ε=

N min + N max

2ηп ⋅ηд ⋅ηтр ⋅ηс ⋅ηР 101

3600 ⋅ 24 ⋅ 365 ,

(6.3)

где N min , N max – соответственно минимальная и максимальная мощности на валу вентилятора, кВт; ηп = 0,9 − 0,95 – к.п.д. редуктора; ηд – к.п.д. двигателя, значение которого берется из каталога; ηтр = 0,97 – к.п.д. трансформатора (в случае установки двигателя низкого напряжения); ηс = 0,95 − 0,97 – к.п.д. электрической цепи; η р = 0,8 − 0,9 – к.п.д. регулирования. Удельный расход электроэнергии на 1 т добычи определяется по формуле

λ = E / Aг ,

(6.4)

где Аг – годовая производительность шахты. Выбор электрооборудования, аппаратуры автоматизации, вспомогательных устройств, аппаратуры управления и других элементов вентиляторной установки производится на основании их технических характеристик по справочникам и каталогам. 6.4. Вентиляторные установки проветривания карьеров 6.4.1. Схемы и эксплуатационные параметры установок главного проветривания карьеров Вентиляторная установка главного проветривания обеспечивает воздухообмен и нормальные атмосферные условия во всех выработках или в большей части выработок карьера. Загрязнение атмосферного воздуха карьеров происходит из-за выделения пыли и вредных газов при буро-взрывных, выемочно-погрузочных и транспортных работах. На большинстве карьеров удаление вредных примесей и оздоровление атмосферы в горных выработках осуществляют естественным воздухообменом с окружающим пространством. Однако при наличии интенсивных источников загрязнения карьерной атмосферы естественный воздухообмен оказывается не эффективным. Его возможности резко снижаются с увеличением глубины карьеров. Поэтому в последние годы наряду с внедрением различных способов предотвращения выделение пыли и газов в атмосферу на карьерах все большее распространение получает искусственное проветривание горных выработок при помощи вентиляторных установок. На рис. 6.5 в качестве примера показана одна из возможных схем искусственного проветривания карьеров. Поток воздуха в прибортовых зонах карьера, где наблюдается наибольшее выделение пыли и газа, создается передвижными вентиляторными агрегатами 1 и он направлен ко входу в вентиляционный шурф 2, связывающий рабочее пространство карьера с 102

подземными выработками 3 дренажной шахты 4. Стационарный вентиляторный агрегат 5 отсасывает воздух из дренажной шахты, обеспечивая необходимый перепад давлений и поступление воздуха в вентиляционный шурф и подземные выработки, как это показано стрелками на рисунке. В схеме, изображенной на рис. 6.6, искусственное проветривание карьера обеспечивается двумя вентиляторными установками. Вентиляторный агрегат 1 по трубному каналу 2 подает чистый атмосферный воздух в застойную зону карьера, а по трубному каналу 3 вентилятор 4 отсасывает загрязненный воздух.

Рис. 6.5. Схема проветривания карьера с использованием подземных горных выработок

Рис. 6.6. Схема проветривания карьера с использованием стационарных вентиляционных трубопроводов

Схемы искусственного проветривания весьма разнообразны и зависят от общей конфигурации горных выработок, их глубины, протяженности карьерного поля, климатических условий, направления и интенсивности горных работ, а также интенсивности источников выделения пыли и вредных газов. Подавляющее большинство указанных схем базируется на применении стационарных или передвижных вентиляторных установок, а также на их комбинации. 6.4.2. Расчет вентиляторов главного проветривания для карьеров Исходными данными для расчета и выбора стационарных вентиляторов главного проветривания являются расчетные: расход воздуха – Q p и депрессия – H , необходимая для перемещения воздушного потока в каналах внешней сети. Эти величины определяют при проектировании схем проветривания горных выработок. Если протяженность каналов в сети вентилятора изменяется в процессе разработки месторождения, то принимают величины максимальной Н max и минимальной H min депрессий. Эксплуатационный расчет вентилятора производят по максимальной Н max депрессии внешней сети и выполняют следующим образом.

103

Расход воздуха с учетом относительной негерметичности каналов внешней сети равен:

Q = k yQp ,

(6.5)

где k y – коэффициент, учитывающий утечки воздуха через распределительную арматуру и пр. ( k y =1,1 – 1,25); Q p – необходимый расход воздуха в каналах внешней сети, м3/с. Величина коэффициента k y принимается большей в тех случаях, когда проветривание выработок осуществляется через шахтный ствол, используемый для основных грузовых или вспомогательных спускоподъемных операций. Выбор типа вентилятора позволяет на основе диаграмм полей рабочих режимов путем нанесения на них двух точек, одна из которых имеет координаты Q и H max , а другая – Q и H min определить типоразмер вентилятора. Если обе точки попадают в поля рабочих режимов двух типов вентиляторов, то предпочтение отдается тому, который обеспечивает необходимые Q и H max при большей величине кпд. Для выбора наилучшего варианта производят анализ действительных рабочих режимов вентиляторных установок наложением напорной характеристики внешней сети на индивидуальные напорные характеристики вентиляторных агрегатов. Расчет характеристик внешней сети выполняют при заданных значениях расчетных депрессий по формулам: при максимальной депрессии

Rmax = H max / Q 2p ;

(6.6)

при минимальной депрессии

Rmin = H min / Q 2p .

(6.7)

Результаты расчета характеристик внешней сети при максимальном и минимальном значениях расчетных депрессий оформляют в виде таблицы, по которой производят построение указанных напорных характеристик. Действительный рабочий режим вентиляторной установки определяется по точкам пересечения характеристик внешней сети с ветвями напорных характеристик вентилятора. В указанных точках рабочий режим вентилятора должен обеспечивать производительность не меньше расчетной Q . 104

Мощность вентиляторного агрегата определяют по обоим ожидаемым режимам работы: при максимальной депрессии

N1 = 10 − 3 H max ⋅ Q /ηmax ;

(6.8)

при минимальной депрессии

N 2 = 10 − 3 H min ⋅ Q /η min , где

(8.9)

ηmax и ηmin – к.п.д. вентилятора при работе соответственно с макси-

мальной и минимальной депрессиями. Величину кпд определяют по соответствующим изолиниям на напорной аэродинамической характеристике вентилятора (рис. 6.7 – 6.15). Необходимую мощность привода вентилятора находят по наибольшей из двух вычисленных величин N1 и N 2 с учетом резерва в 15 %. Окончательный выбор вентилятора производят на основе техникоэкономического сравнения возможных вариантов с анализом эксплуатационных и капитальных затрат.

105

Рис. 6.7. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВОД-21

106

Рис. 6.8. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВОД-30

107

Рис. 6.9. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВОД-40

108

Рис. 6.10. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВОД-50

109

Рис. 6.11. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВЦ-25

110

Рис. 6.12. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВЦД-32М

111

Рис. 6.13. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВЦЗ-32 при 600 об/мин 112

Рис. 6.14. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВЦД-40

113

Рис.6.15. Аэродинамическая характеристика вентилятора ВЦД-47

114

ЗАДАЧИ И ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТАНОВОК Задача 3.1. Задание остается прежним, а именно: Q = 30,6 м3/сек, у= 1,225 кг/м3, скорость на выходе са = 10 м/сек, разность статических давлении ps t = 38,75 мм вод. ст, Поставлено также условие, чтобы шум не был интенсивней, чем у центробежного вентилятора равной производительности. Решение. Вследствие этого условия мы не можем увеличить окружную скорость и2, которая составляет 30 м/сек. Так как полное давление

10

2

∆P = pst + pda = 38,75 + = 45 мм вод. ст., 16 то коэффициент давления при u2 = 30 м/сек равен

∆P 45 = 16 = 0,8 . 2 900 u2 Полученное значение ψ слишком велико, поэтому нужно давление ψ = 16

разделить между двумя ступенями. Чтобы получить одинаковые рабочие колеса, выбираем лопатки рабочего колеса с дуговым профилем постоянной ширине лопаток 1С и постоянном угле установки

f = 0,05 при l

γc .

Рис. 3.1. Двухступенчатый осевой вентилятор с лопатками постоянной ширины и с постоянным углом установки 115

Принимается цилиндрический кожух с площадью сечения

Φ2

π

=

4

Q 30,6 = = 3,06 м2 и диаметром Ф = 2000 мм. 10 cа

Направляющий аппарат (рис. 3.1) расположен перед рабочим коле2 сом. Принимаем внешний диаметр рабочего колеса d равным 1980 мм. Для меньших потерь в диффузоре выбираем ν = 0,5. Тогда диаметр втулки d1 = 990 мм. Определим среднюю меридиональную скорость

Q = 13,3 м/сек Fr

cm =

и средний коэффициент производительности

φ=

cm = 0, 445 . u2

Средний коэффициент давления будет

ψ=

16 ⋅

∆P

u2

2 = 0,4 .

2

Тогда постоянные коэффициенты расхода равны

φc =

1,5 ⋅ 0,445 ⋅ (1 + 0,5) 1 + 0,5 + 0,5

2

= 0,572

и коэффициенты давления

ψc =

2 ⋅ 0,4 1 + 0,5

2

= 0,64 .

Из этих величин для варианта «направляющий аппарат – рабочее колесо» получим постоянный угол притекания

tgβ∞ = c

φc 0,572 ο ⋅ = = 0,493 и β∞ c = 26 15 . ψ 0,64 1+ c 1+ 4

4

Для среднего значения коэффициента обратного качества профиля ε = 0,05 и постоянного коэффициента подъемной силы ca ≅ 0,6 получим

116

при дуговом профиле

f = 0,05 (по рис. 3.1) постоянный угол атаки l

α∞ c ≅ 3ο и постоянный угол установки сечений профилей лопатки γc = β∞c + α∞ = 26ο15⋅ + 3ο = 29ο15⋅ . c

Постоянная ширина лопатки и число лопаток вычисляются по уравнению 0,6lc z =

0,64

π ⋅ 1,98 ⋅ sin 26ο15⋅ = 3,06 .

0,572 Если принять число лопаток рабочего колеса z = 15, то lc = 340 мм. ΄

Для лопаток направляющего аппарата, если принять число их z = 24, угол выхода будет равен

tgαc = 2

φc = 1,79 , тогда αc = 60˚50΄. ψc

Принимая среднее значение коэффициента обратного качества профиля ε = 0,05 , к.п.д. рабочего колеса будет равен

ηL =

1 − 0,05 ⋅ 0,572 = 0,89 . 0,05 1+ 0,572 0,582

2

= 0,51 ν = 0,5 будет равен ηdi = 0,95 и 0,64 в соответствии с оставшимся закручиванием на выходе к.п.д. закручивания ηdr ≈ 0,95. Тогда гидравлический к.п.д. может быть принят равным

К.п.д. диффузора для σ =

ηh = 0,89 ⋅ 0,95 ≅ 0,8 . Механический к.п.д. для двух подшипников и клиноременного привода составит ηm ≅ 0,92 , откуда полный к.п.д.

η = 0,8 ⋅ 0,92 = 0,735 Потребляемая мощность

N1 =

30,6 ⋅ 45

= 25 л.с. 0,735 ⋅ 75 Потребная мощность двигателя с 10%-ным запасом N2 = 20 кВт. Скорость вращения осевого вентилятора

117

п=

60 ⋅ 30 3,14 ⋅ 1,98

= 290 об/мин.

Помимо уменьшения потребляемой мощности преимущество данного осевого вентилятора по сравнению с центробежным заключается в том, что он значительно меньше по размерам и легче по весу: центробежный вентилятор имеет высоту 3,5 м и ширину 1,75 м, а осевой – цилиндрический кожух диаметром 2 м и длиной 1 м. Сила шума одноступенчатого осевого вентилятора с лопатками, выполненными по дуге круга, отнесенная к окружной скорости и2 примерно равна силе шума центробежного вентилятора с радиальными лопатками и составляет для и2 = 30 м/сек примерно 65 фон. При входном направляющем аппарате шум уменьшается на 0,1 от общего числа фонов и его можно принять равным 60 фон. Так как два рабочих колеса расположены одно за другим, то результирующая сила шума на 10lg2 ≈ 3 фона больше, чем сила шума одного рабочего колеса. Следовательно, L = 60 + 3 = 63 фон. Задача 3.2. Рассчитать вентилятор низкого давления для промышленной вентиляционной установки, Вентилятор должен подавать 30,6 м3/сек воздуха с удельным весом γ = 1,225 кг/м3 при разности статических давлений pst = 38,75 мм вод. ст. и создавать в нагнетательном отверстии скорость ca = 10 м/сек. Привод должен осуществляться при помощи клиноременной передачи. Решение. Для требуемой производительности необходимо установить вентилятор двустороннего всасывания, так как при высокой скорости засасывания, равной 10 м/сек, одно всасывающее отверстие должно иметь площадь 3,06 м2 и диаметр 1,98 м. Для получения максимально высокого к.п.д. рекомендуется применение вентилятора с радиально-оканчивающимися лопатками, тем более что использование лопаток, загнутых вперед, для возможно низких скоростей всасывания недопустимо из-за малого диаметра рабочего колеса. В соответствии со скоростью выхода са = 10 м/сек динамическое давление составляет

pd =

10

2

= 6,25 мм вод. ст. и полное давление 16 ∆P = 38,75 + 6,25 = 45 мм вод.ст. и1 = 0,8 · 30 = 24 м/сек. a

118

Коэффициент дросселирования σ =

6,25

10

= 0,14 и α =

= 0,354 . 4 45 45 Коэффициент давления ψ на основе опытных данных принимается равным 0,8. Отсюда окружная скорость u2 будет равна

u2 =

16 ⋅ 45 0,8

= 30 м/сек. ο

ο

Принимаем 36 радиальных лопаток с углами β1 = 35 и β2 = 90 . Число лопаток z = 36 соответствует отношению диаметров

d1 = 0,8 , тогда d2

внутренняя окружная скорость u1 будет равна

u1 = 0,8 · 30 = 24 м/сек. Меридиональная скорость идеального вентилятора таких же размеров, но с бесконечным числом лопаток будет

c1 м = u1tgβ1 = 24 ⋅ 0,7 = 16,8 ∞

м/сек.

Теоретическое полное давление

∆P∞ = ρu 2 = 2

30 8

2

= 112,5 мм вод. ст.

Коэффициент дросселирования σ ∞ принимается равным 0,14 + 0,35 = 0,175. Далее получим динамическое давление в нагнетательном отверстии pda ∞ = σ ∞ ∆P∞ = 0,175 ⋅ 112,5 = 19,7 мм вод.ст. Скорость выхода при этом равна:

с a∞ = 4 19 ,7 = 17 ,75 м/сек. Тогда теоретическая производительность при площади нагнетательного отверстия Fa = 3,06 м2 составляет

Q∞ = 17,75 ⋅ 3,06 = 54,4 м3/сек.

При двухстороннем всасывании Q∞ / 2 = 27,2 м3/сек диаметр входного отверстия Ф5 принимаем равным 1,5 м. Если принять внутренний диаметр d1 = 1,5 м, то получим внешний диаметр рабочего колеса

d2 =

1,5 0,8

= 1,88 м.

119

Принимая во внимание потери в зазоре, равные 0,1Q∞ , получим ширину лопаток на входе

1,1Q ∞

b1 =

2 π d 1c1 m

=

1,1 ⋅ 27 , 2 1, 5 ⋅ 3,14 ⋅ 16 ,8

= 0 ,38 м.

Ширина лопаток на выходе при больших отношениях диаметров принимается

b2 = b1 = 0,38 м. В действительном вентиляторе (при определенных размерах) для половины его колеса получим следующие величины: скорость всасывания 15,3

cs =

= 8,65 м/сек;

1,767

меридиональная скорость

c1m =

15,3 1,5 ⋅ 3,14 ⋅ 0,38

⋅

tg β1 =

8,55 24

= 8,55 м/сек;

⋅ ο = 0 ,356 и β1 = 19 35′ ,

относительная скорость

ω1 =

8,55 ⋅

sin β1

= 25,5 м/сек;

меридиональная скорость

d  c 2 m =  1  c1m = 0,8 ⋅ 8,55 = 6,85 м/сек;  d2  окружная составляющая

с2u > 8

45 30

> 12 м/сек;

абсолютная скорость

c2 > 12 2 + 6,852 > 13,82 м/сек; ⋅

tg β 2 >

6,85 (30 − 12 )

≥ 0,381 и β2 ≥ 20ο50′ ; ⋅

120

относительная скорость

ω2 <

6,85

sin β2

⋅

< 19,25 м/сек и

ω2 19,25 = < 0,755 . ω1 25,5

Можно было, сузив лопатки кверху, лучше учесть соотношение ω2 / ω1 , однако тогда получили бы повышенную абсолютную скорость с2 и увеличенные потери преобразования в спиральном кожухе. Поэтому практически полные потери едва ли были бы меньше. Все же для столь большого вентилятора можно добиться, чтобы гидравлический к.п.д. составлял ηh = 0,75 . Так как полный к.п.д. η из-за клиноременной передачи и трех опорных подшипников, на которых расположен вал рабочего колеса, будет примерно на 10% ниже, то он может быть принят не выше 0,675. Потребляемая мощность равна

N1 =

30,6 ⋅ 45 0,675 ⋅ 75

= 27 л.с.

Потребная мощность электродвигателя, включая 10% резерва, N2 = 22 квт. Скорость вращения вентилятора

n=

60u 2

πd 2

= 306 об/мин.

Нагнетательное отверстие вентилятора будет квадратным с длиной стороны, равной 1,75 м. С 1,75 При проектировании спирального кожуха = = 1,86 , причем r2 0,94 центральный угол спирали может быть получен 360 – φ = 70°, φ = 290°. Для центрального угла φ = 360°:

lg

r 1,75 + 0,94 = lg = 0,56 r2 0,94

и вспомогательное число составит

k=

360 0, 456

= 808 .

Для возможных углов φ от 22,5° до 290°

r r φο lg = lg = . 0,94 808 r2 121

Так как вал рабочего колеса находится вне кожуха вентилятора, его свободная длина L составляет 1,85 м. Такая длина вала требует его проверки на критическую скорость вращения. Вопросы для самопроверки 1. Что представляет собой вентиляторная установка; ее назначение, классификация? 2. Основное оборудование главных вентиляторных установок. 3. Перечислите основные конструктивные узлы центробежных вентиляторов. 4. Перечислите основные конструктивные узлы осевых вентиляторов. 5. Реверсирование воздушной струи. Как оно производится? 6. По каким параметрам выбирают вентиляторы? 7. Определите рабочий режим вентилятора. 8. Какие существуют системы приводов главных вентиляторов? 9. Характеристика вентиляторной сети, ее уравнение, построение. 10. Назовите основные этапы проектирования вентиляторной установки.

122

Рис. 4.3. Сводные графики областей промышленного использования шахтных центробежных насосов

Рис. 6.4. Сводные графики областей промышленного использования шахтных центробежных вентиляторов главного проветривания

а)

б)

Рис. 4.4. Характеристические кривые насосов ЦНС 38-50…250 (а) и ЦНСК 60-40…200 (б) 77

а)

б)

Рис. 4.5. Характеристические кривые насосов ЦНС 105-98…490 (а), ЦНС 60-98…330 (б)

78

а)

б)

Рис. 4.6. Характеристические кривые насосов ЦНСК 180-85…425 (а) и ЦНС 180-85…680 (б)

79

Рис. 4.7. Характеристические кривые насоса ЦНС 180-150…900

80

а)

б)

Рис. 4.8. Характеристические кривые насосов ЦНС 300-120…600 (а) и ЦНСК 300-120…600 (б)

81

а)

б)

Рис. 4.9. Характеристические кривые насосов ЦНС 300-100…700 (а) и ЦНС 300-125…1300 (б)

82

а)

ч

б)

Рис. 4.10. Характеристические кривые насосов ЦНСК 500-160…800 (а) и ЦНСГ 800-250…1000 (б)

83

ЗАДАЧИ И ПРИМЕРЫ РАСЧЁТА ВОДООТЛИВНЫХ УСТАНОВОК Задача 2.1 Определить напор насоса при его подаче Q = 125 м³ /ч и к.п.д. трубопровода, если геометрическая высота подачи Нг = 420 м; коэффициент гидравлических сопротивлений ξc = 176, диаметр трубопровода d = 150 мм. Построить характеристику трубопровода. Решение. Сопротивление сети (трубопровода)

R=

1 + ξc , 2 gF 2

где g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения; F = πd²/4 - площадь поперечного сечения внешней сети, м2 . Подставляя заданные значения, получим:

R=

1 + 176  π 0,15 2 ⋅ 9,81  4

2

  

2

= 28 920 .

Напор турбомашины (м)

H = H г + RQ 2 , т.е. 2

 125  H = 420 + 28920   = 454,9 м.  3600  При Нг = 0

H = RQ 2 ; p = RQ 2 * К.п.д. трубопровода

η Т = H г / H , т.е. ηТ = 420 / 454,9 = 0,92. Уравнение характеристики трубопровода по формуле :

Н = 420 + 28920Q². В полученное выражение подставляем значения Q от 0 до 1,25 требуемой подачи и получаем соответствующие значения. * Формула применяется для расчётов вентиляторных установок. Здесь p- давление воздуха в вентиляционной сети.

84

Задаваемые значения

0

0,25 Q

0,5 Q

0,75 Q

Q

1,25 Q

Q, м3/ч

0

31,25

62,5

93,75

125

156,25

Q, м3/ч

0

0,00868

0,01736

0,02604

0,03472

0,04340

420

422,2

428,7

439,6

454,9

474,5

Н, м

Согласно полученным данным строим характеристику трубопровода (рис. 2.1).

Рис. 2.1. Характеристика трубопровода (к примеру)

Задача 2.2 Определить рабочий режим насоса, характеристика которого приведена на рис. 2.2, если H = 225 м, Q = 150 м/ч и Hг = 205 м. Построить характеристику трубопровода. Решение. Сопротивление сети (трубопровода) определяем из формулы

R=

H − Hг 225 − 205 = = 11520 . Q2 (150 / 3600)2

Уравнение характеристики трубопровода принимает вид:

Н = 205 + 11520Q². Ниже приведены результаты вычислений по этому уравнению.

85

Задаваемые значения

0

0,25 Q

0,5 Q

0,75 Q

Q

1,25 Q

Q, м3/ч

0

37,5

75

112,5

150

187,5

Q, м3/ч

0

0,0104

0,0208

0,0312

0,0417

0,0521

205

206,25

210,2

216,2

225

236,3

Н, м

По полученным данным строим характеристику трубопровода в том же масштабе, что и характеристика насоса.

Рис. 2.2. Характеристики насоса и трубопровода (к примеру)

В точке пересечения характеристик получим: Q = 168,75 м³/ч; H = 230,4 м; (Графическое определение H можно проверить, подставив полученное значение Q в уравнение Н = 205 + 11520Q²) η =0,57. Для обеспечения устойчивого режима работы необходимо условие:

Hг / Ho ≤ 0,9 ÷ 0,95. В данном случае 205 / 268 = 0,765, что соответствует условию. Задача 2.3 Определить мощность двигателя вентилятора в рабочем режиме, если его подача Q = 36,5 м³/с; давление р = 1450 Па; η = 0,72. Вал вентилятора непосредственно соединен с валом двигателя, к.п.д. передачи от вала двигателя к валу вентилятора ηп = 1 Решение. Мощность двигателя (кВт) вентилятора

N=

Q⋅ р , 1000 η ηп

N=

36,5 ⋅ 1450 1000 ⋅ 0,72 86

= 73,5 кВт .

Вопросы для самопроверки 1. Назовите основное оборудование шахтной водоотливной установки. 2. Перечислите вспомогательное оборудование шахтной водоотливной установки. 3. Охарактеризуйте схемы рудничного водоотлива. 4. Какие Вы знаете основные способы регулирования основных параметров центробежных насосов? 5. Какова работа электропривода насосов главного водоотлива? 6. Назовите основные этапы проектирования водоотливной установки. 7. Отличие характеристики трубопроводной сети от вентиляционной. 8. Что такое «промышленная зона насоса»? 9. Как определяется рабочий режим насоса? 10. Характеристика трубопровода, ее уравнение и построение.

87

Таблица 4.3 Данные расчета Участок сети (рис. 4.1)

Расход воздуха на участке V, м3/мин

1-2

Диаметры труб, мм

Фактическая длина участков труб Iф, м

Расчёная длина с учётом эквивалентной длины Iр, м

Скорость воздуха в трубе v, м/с

Расчётные потери давления на участке сети ∆р, МПа

оптимальный по рис. 4.2., мм

принятый наружный стандартный, мм

принятый внутренний d, мм

385

360

402

384

500

550

8,61

0,01475

2-3

290

320

351

335

150

165

8,53

0,00498

3-4

129

230

245

231

250

275

7,98

0,01053

2-5

95

200

219

207

200

220

7,32

0,00791

4-а

48

150

180

170

3000

3300

5,48

0,08099

4-b

81

190

219

207

3000

3300

6,24

0,08625

3-а

81

190

219

207

3000

3300

6,24

0,08625

3-b

81

190

219

207

3000

3300

6,24

0,08625

5-a

48

150

180

170

3000

3300

5,48

0,08099

5-b

48

150

180

170

3000

3300

5,48

0,08099