- •1. ВОПРОСЫ ГИДРОГЕОЛОГИИ РУДНЫХ И УГОЛЬНЫХ МЕСТОРОЖДЕНИЙ
- •1.8. Водоотлив на глубоких горизонтах
- •2. РУДНИЧНЫЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
- •2.4. Законы пропорциональнрсти
- •2.9. Допустимая высота всасывания
- •2.10. Потери в насосах
- •2.17. Насосы в кислотоупорном исполнении
- •4. ЭЛЕКТРОПРИВОД И ЭЛЕКТРОСНАБЖЕНИЕ ВОДООТЛИВНЫХ УСТАНОВОК
- •5; ВОДООТЛИВНЫЕ УСТАНОВКИ
- •6.1. Реле уровня
- •6.2. Реле давления
- •7. СХЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО УПРАВЛЕНИЯ ВОДООТЛИВНЫМИ УСТАНОВКАМИ
- •8. ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОТЫ ВОДООТЛИВНЫХ УСТАНОВОК
2. РУДНИЧНЫЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Водоотливные установки оборудуются в основном центро бежными насосами. Это обусловливается большой надежностью их работы, высокой экономичностью по сравнению с поршне выми, возможностью использования высокоскоростных электро двигателей, что сокращает их габариты, а также невысокими затратами на откачку 1 м3 воды. Важное значение имеет беспе ребойная работа центробежных насосов, которая зависит от правильности выбора типа, точности изготовления, качества монтажных работ и выполнения правил технической эксплуа тации.
Фактором, определяющим выбор типа насоса, является рас чет его подачи и напора с учетом перспективного притока шахт ных вод и их химического состава.
При выборе центробежных насосов высокого давления для глубоких горизонтов шахт дополнительно учитывается наличие высоких давлений в трубопроводах и правильный выбор ма териалов при коррозионном влиянии шахтных вод.
Для покрытия полей Q — Н применяют горизонтальные сек ционные насосы с подачей до 800 м3/ч и насосы со спиральным отводом при подаче от 450 до 1500 м3/ч.
Поршневые и эрлифтные установки имеют ограниченную об ласть применения в горнорудной промышленности. Секционные вертикальные насосы используются для осушения месторожде ний и устанавливаются в скважинах диаметром 350—600 мм.
Водоотливная установка состоит из центробежного насоса, нагнетательного и всасывающего трубопроводов, оборудованных обратными клапанами и задвижками (рис. 2.1).
Расстояние по вертикали от нижнего уровня воды в водо сборнике до оси насоса называется геометрической высотой вса сывания # пс; расстояние от оси насосд до оси выходного сече
ния напорного трубопровода — геометрической |
высотой нагне |
|
тания |
Геометрический напор водоотливной |
установки Нг |
определяется как сумма высот всасывания и нагнетания. Центробежный секционный насос показан на рис. 2.2. Жид
кость поступает в рабочее колесо насоса в аксиальном направ лении и подается в его камеру, а лопатки рабочего колеса соз дают вращательно-поступательное движение и необходимое давление. Рабочее колесо подает жидкость в направляющий ап парат' и под давлением — в нагнетательный трубопровод.
В спиральных насосах равномерный отвод жидкости к вы ходному патрубку выполняет спиральная камера с постепенно
2* 35
по |
способу подвода жидкости — с односторонним |
и двусто |
ронним всасыванием; |
|
|
по |
положению вала — горизонтальные и вертикальные; |
|
по |
роду перекачиваемой жидкости — для нейтральной, ще |
|
лочной, кислотной и грязевой шахтной воды; |
и парал |
|
по |
роду соединения колес — с последовательным |
|
лельным соединением. |
|
Насосы с последовательным соединением рабочих колес на зываются секционными; напор этих насосов равен сумме напо ров отдельных ступеней, а подача равна подаче одной сту пени.
В насосах с параллельным соединением колес напор равен напору одной ступени, а подача насоса равна сумме подач от дельных элементарных насосов. Насосы этого типа в горноруд ной промышленности применяют в условиях обводненных ме сторождений.
Центробежные насосы используют при оборудовании глав ных и участковых водоотливных установок, при проходке вы работок, тоннелей и при осушении карьеров. С помощью цент робежных насосов осуществляется откачка хвостов на обога тительных фабриках и пульпы при добыче угля, образование гидроотвалов на карьерах и доставка различных взвешенных веществ.
2.2. Основное уравнение центробежных насосов
В центробежном |
насосе |
передача энергии |
осуществляется |
от лопаток рабочих |
колес, |
вращающихся в |
корпусе насоса. |
Жидкость, поступая в рабочее колесо по всасывающему трубо проводу из водосборника, увлекается его лопатками и подвер гается действию центробежной силы, что обусловливает ее по дачу в нагнетательный трубопровод.
При выводе основного уравнения используют закон момен тов количества движения и исходят из представления о среднем значении скорости по сечению потока. При расчете рабочего ко леса насоса строят треугольники скоростей при входе и выходе жидкости из колеса [6].
При движении жидкости в рабочем колесе насоса разли чают абсолютную и относительную скорости (рис. 2.3). Абсо лютная скорость потока Ci — это скорость относительно непо движного корпуса машины; она равна геометрической сумме относительной скорости и окружной скорости Ui. Относитель ная скорость — это скорость жидкости относительно вращаю щегося рабочего колеса насоса. Таким образом, частицы жид кости, перемещающиеся внутри рабочего колеса, участвуют в переносном и относительном движениях.
Важными элементами являются угол а между векторами окружной и абсолютной скоростей и угол р, образованный век
тором относительной скорости и обратным вектором окружной скорости. Правильный выбор этих параметров определяет ра циональную форму лопастей насоса и более эффективный ре жим его работы.
Втеории центробежных насосов рассматривают окружные и
ирадиальные г составляющие абсолютных и относительных скоростей. Например, с2и— окружная составляющая абсолют ной скорости на выходе из рабочего колеса.
Из параллелограмма скоростей (см. рис. 2.3) можно за писать:
aL'i = ci-l-uj—2сгД1 cosa^ |
wt —4 + ul —2с2и2cosсс2. |
(2.1) |
||||||
|
|
к |
Индекс |
1 |
относится |
|||
|
|
входу, |
|
а |
индекс |
2 — |
||
|
|
к |
выходу |
потока |
жид |
|||
|
|
кости |
из |
рабочего колеса |
||||
|
|
[7]. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Радиальная составля |
|||||
|
|
ющая |
абсолютной |
ско |
||||
|
|
рости на выходе |
|
|||||
|
|
|
c%r — с2 sin ос2. |
(2 .2) |
||||
|
|
|
Тангенциальная |
со |
||||
|
|
ставляющая |
абсолютной |
|||||
Рис. 2.3. Параллелограммы скоростей дви |
скорости на выходе |
|
||||||
жения жидкости в центробежных насосах |
|
С2а — |
COS ОС%— Ыч — |
|
||||
|
|
|
|
—c2rc tg p 2. |
(2.3) |
|||
Значение переносных (окружных) |
скоростей |
щ и и2 можно |
||||||
определить по уравнению |
|
|
|
|
|
|
|
|
«2 = лП2п/60, |
|
|
|
|
|
(2.4) |
||
где D2— наружный диаметр |
рабочего |
колеса, |
|
м; |
п — частота |
|||
вращения рабочего колеса, об/мин. |
|
|
|
|
|
|
|
Внешние силы к потоку жидкости в центробежном насосе приложены через воздействие лопаток рабочего колеса, что по зволяет определить моменты количества движения потока (Н- м) на его входе соответственно при радиусе колеса Ri и R2:
MI =PQTCI/I |
(2.5) |
T |
(2 .6) |
Л12= PQ ^2^2> |
|
где р — плотность жидкости, кг/м3; QT — теоретическая подача насоса, м3/с; Си с2— абсолютная скорость потока соответ ственно при радиусе колеса Ri и R2\ l\= R\ cos а и l2—R2cos а — плечи, значения которых получены из треугольника скоростей (см. рис. 2.3), м.
Момент внешних сил |
|
М 7со — М2—М г= pQT(сгк—Cili). |
|
Подставляя значения k и /2 в уравнение (2.7), имеем |
|
Мтоо — Мг— Мх= pQT(czRz cos а 2—cxRi cos ax) |
|
или |
|
M T„ = pQT{C2UR2—ClaRi). |
(2.8) |
Умножая обе части уравнения на угловую скорость аз, по |
|
лучим |
|
MTroo) = pQT(c2uR2- c 1^ 1). |
(2.9) |
Известно, что # 2ш = и2; R\(a — Ui.
Мощность, затраченная на передачу энергии жидкости для
идеального колеса, |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
AfTOO(o = QT//Tоор^» |
|
|
(2.10) |
|||
где Ятоо — напор |
идеальной |
турбомашины |
при |
бесконечном |
||||
числе лопаток, |
м; |
g — ускорение свободного |
падения, |
м/с2. |
||||
Подставим уравнение |
(2.10) в уравнение (2.9) |
|
|
|||||
|
|
Q jH TooPg — pQr {Ц2Р2и «Л и). |
|
|
||||
Отсюда после преобразования получим уравнение теорети |
||||||||
ческого напора при бесконечном числе лопаток |
|
|
||||||
|
|
Я то = {utcbl— uxclu)lg. |
|
|
(2 .11) |
|||
Для насосов срадиальным |
входом .жидкости |
при с(и= 0 |
||||||
уравнение (2 .11) имеет вид |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
Hroo = u2c2J g . |
|
|
(2.12) |
||
Выражения |
(2.11) |
и |
(2.12) носят названиеуравнений |
|||||
Эйлера. Применительно |
к |
центробежным |
насосам |
они спра |
ведливы при условиях, что поток жидкости следует за конту ром лопатки, при отсутствии гидравлических потерь, бесконеч ном числе лопаток, несжимаемости текучего и разбивке потока на элементарные струйки.
Форма очертания лопаток влияет на величину теоретиче ского напора, создаваемого рабочим колесом. На. основании
параллелограмма скоростей (см. рис. 2.3) |
получаем |
значение |
окружной скорости при выходе жидкости с лопатки |
|
|
«2 = сг COS 02 + 032 COS 02 |
|
|
или |
|
|
С2ы= Cz C0SO2 + «2 (1— |
, |
(2.13) |
где ,р2 — угол выхода лопаток рабочего колесв.
Основателем вихревой теории центробежных насосов Г. Ф. Проскурой для случая безударного входа потока в ка налы колеса была получена формула теоретического напора с учетом конечного числа лопаток рабочего колеса
(2.15)
где i — число колес турбомашины; К — коэффициент циркуля ции; 62=180°— ,р2; ф2= 62/£)2; Ь2— ширина лопатки на вы ходе, м.
Коэффициент циркуляции К, учитывающий влияние конеч ного числа лопаток,
К = |
(2.16) |
где ф— коэффициент, зависящий от шероховатости проточной части рабочего колеса (0 ,8— 1 — с направляющим аппаратом; 1—1,3 — без направляющего аппарата); z — число лопаток ра бочего колеса; Z?i — внутренний диаметр рабочего колеса, м.
Основные конструктивные размеры центробежного насоса и его параметры (подача, напор, к. п. д. и частота вращения) на ходятся в определенной зависимости. Зависимость tfT= /(Q ) характеризуется уравнением (2.15) и график ее представляет прямую линию. Известно, что Нт< Н тоо, поэтому характеристика насоса при конечном числе лопаток проходит ниже теорети ческой характеристики при бесконечном числе лопаток. Расхож дение напоров объясняется несоответствием положений струй ной теории об осевой симметрии потока в каналах рабочего ко леса с реальной действительностью. Получить действительную характеристику расчетным путем весьма сложно, поэтому на практике пользуются опытными характеристиками, получен ными при заводских испытаниях насосов.
Уравнение центробежных насосов (2.11) устанавливает за висимость между энергией, сообщаемой потоку в рабочем ко лесе лопастного насоса, и скоростями потока в нем. Это основ ное уравнение лопастного насоса впервые выведено Л. Эйлером в 1751 г., а более подробный вывод его приведен в работе [6].
Теоретический напор колеса можно получить также, поль зуясь основным уравнением, если известны скорости с2и и ciu. Определение их связано с исследованием поля скоростей в соот ветствующих сечениях потока. Движение жидкости в колесе на соса является трехмерным, а скорости жидкости по сечению по-
тока изменяются по величине и направлению. Поэтому анали тическое нахождение местных скоростей жидкости в колесе насоса представляет большие трудности и вызывает необходи мость известных допущений при исследовании работы колеса насоса.
2.3.Коэффициенты реакции, напора
иподачи колеса
Оценку конструкции отдельных типов турбомашин можно провести по методу Центрального аэрогидродииамического ин ститута (ЦАГИ) путем сопоставления относительных коэффи циентов подачи, реакции и напора [8].
В соответствии с ГОСТ 17398—72 давление насоса опреде ляется зависимостью
|
|
|
|
2 |
2 |
|
|
|
|
|
Р = |
рн — Рв + |
Р |
+ |
pg (2ц — ZB), |
(2 *17) |
|
где Р\и |
i'n, |
— абсолютное |
давление |
(Па), |
скорость жидкости |
|||
(м/с) и |
высота |
(м) точек |
замера |
давления |
на выходе |
из на |
соса; pBt vB, z B— абсолютное давление, скорость потока жидко сти и высота замера давления на входе в насос.
В практике широко используется термин «напор насоса» как
величина, определяемая выражением |
|
// = - £ - . |
(2.18) |
Рё |
|
Напор насоса — есть высота столба жидкости, подаваемой насосом, эквивалентная давлению насоса. С учетом выражения (2.17) получаем
Н = Н„ + ff„ =1 |
+ (г„-г.) + |
. |
(2.19) |
|
рё |
2g |
|
Таким образом, напор насоса представляет сумму статиче ского и динамического напоров. Используя эти понятия, опре делим значение коэффициентов.
Коэффициентом реакции колеса называется отношение ста тического напора Я ст рабочего колеса к его полному теорети ческому напору # т
Рк = Яст/Ят. |
(2.20) |
Используя уравнение (2.19), получаем |
|
р к = (Ят—Яд)/Ят = 1 —Яд/Ят. |
(2.21) |
Коэффициенты напора колеса определяются |
|
Hr = 2gHTlu l |
(2 .22) |
41