Научная электронная библиотека
Монографии, изданные в издательстве Российской Академии Естествознания

6.3. О разработке специальных конструкций износостойких шахтных центробежных насосов

В связи с тем, что значительное увеличение твердых механических примесей в шахтной воде является долговременным явлением, связанным с изменением технологии отработки залежи полезных ископаемых на длительную перспективу, возникает настоятельная потребность разработки специальных шахтных центробежных насосов повышенной гидроабразивной износостойкости [135].

При этом технические требования к таким насосам должны содержать соответствующие показатели, прежде всего части процентного содержания механических примесей, размера частиц и их микротвердости, а также плотности перекачиваемой гидросмеси, ее температуры, кислотности и максимально допустимого давления на входе в насос.

Для разработки таких требований необходимо проведение специального исследования, результатом которого должны быть обоснованное значение указанных параметров.

Кроме того, должны быть установлены требования в частности надежности, долговечности работы насосов и их наработки до капитального ремонта.

Так как в настоящей работе выполнена только часть такого исследования ограничимся здесь общими соображениями по созданию шахтных центробежных насосов повышенной износостойкости.

Во-первых, эти насосы должны обладать гидродинамическими параметрами, соизмеримыми с параметрами известных секционных насосов типа ЦИО (ЦИСИ) и др. И во-вторых, обладать абразивной износостойкостью, соизмеримой с износостойкостью шламовых и грунтовых насосов.

Конечно, совместить эти два требования в одной конструкции – сложная техническая и технологическая задача. Но ее положительное применение диктуется необходимостью эффективного решения рассматриваемой проблемы.

До настоящего времени решение этой проблемы не ставилось в повестку дня. Хотя определенные наработки в этом направлении были сделаны ранее. Так, в работах ученика Гейера В.Г. доктора технических наук В.Б. Малеева [97] были предложены конструктивные изменения рабочих колес шахтных центробежных насосов, связанные с увеличением их долговечности в условиях интенсивного гидроабразивного износа. Им было предложено предусматривать соответствующее утолщение выходных кромок рабочих колес за счет выступов. По данным его исследований, КПД такого насоса помимо повышения износостойкости колеса повышался на 3-5 %, а коэффициент напора на 15-30 %.

Конечно, такие работы в настоящее время могут рассматриваться как первые шаги решения поставленной проблемы.

Многолетняя практика эксплуатации центробежных секционных насосов в шахтных условиях показала следующее:

- низкую надежность работы, главным образом, по причине быстрого выхода из строя разгрузочных дисков, наработка до отказа которых зачастую составляет не более 120-180 часов, а на неосветленной воде – до 60-80 часов (при нормативном сроке службы до капитального ремонта 6500 часов) [53];

- значительные объемные потери в разгрузочном устройстве и, как следствие этого, снижение общего КПД насоса и повышение его энергоемкости;

- значительное сокращение срока службы насосов до капитального ремонта (до 300-500 часов) при работе на загрязненной воде [53].

Таким образом, для значительного повышения эффективности эксплуатации шахтных секционных насосов помимо защитных покрытий и специальных материалов требуется также радикальное конструктивное совершенствование насосов, исключающее, например, применение дополнительных разгрузочных устройств.

Следует сказать, что предложенная еще в 40-е годы ХХ века гидравлическая схема секционных насосов (АЯП, МС, ЦНС, ЦНСК) не претерпела с тех пор принципиальных изменений. Безусловно, эта схема имеет свои определенные достоинства: достаточно удовлетворительную комплектацию осевой силы (несмотря на низкую износостойкость разгрузочного диска, особенно при работе насоса на загрязненной воде) и защиту сальниковых уплотнений на стороне нагнетания от превышения допустимых значений давления, обеспечивающую создание самых высоконапорных насосов. Совершенствование системы компенсации осевой силы велось в основном за счет ее усложнения еще самых первых конструкций насосов (АЯП-300, АЯП-150 и др.). Наиболее сложной является система компенсации осевой силы в колесах ЦНС 180-500…900 и ЦНС(К) 500-160…800, где она помимо самого разгрузочного устройства включает еще демпферное устройство, предупреждающее контакт разгрузочного диска с кольцом разгрузки при переходных режимах. Кроме того, она содержит отключающее устройство, которое, воздействуя на выключатель, разрывает цепь управления электродвигателем при аварийном уходе ротора в сторону всасывания. Демпферное и отключающее устройства размещены в специально дополнительном корпусе, что значимо усложняет конструкцию насоса и удорожает его изготовление, а следовательно, снижает конкурентоспособность изделия.

Все это, конечно, можно рассматривать как попытки улучшения принципиально несовершенной системы компенсация осевой силы, основанной на использовании дополнительных разгрузочных устройств.

Попытки создания секционных насосов с компенсацией осевой силы осуществляемой за счет создания разгрузочных отверстий в заднем диске и второго кольца уплотнения (со стороны заднего диска) не дали положительных результатов из-за усложнения конструкции насоса и возрастания почти в два раза объемных потерь.

В нашей отечественной практике это были насосы типа НМГ, разработанные в 40-х годах ХХ века, но не получившие широкого применения [22, 23].

Следовательно, конструктивное совершенствование секционных насосов с целью повышения их гидроабразивной износостойкости, надежности и КПД должно осуществляться на другой основе с принципиальным изменением их гидравлической схемы. Например, на основе разработки двухпоточных, секционных насосов, состоящих из двух одинаковых групп секций, расположенных симметрично по отношению друг к другу [136].

Попытки создания таких насосов в нашей отечественной практике относятся ещё к 50-ым годам прошлого века [22], когда разрабатывался насос типа ГМС (Горловский, мощный, стационарный). Рабочие колеса в этом насосе располагались в двух группах с подводом воды в них с противоположных сторон.

Недостатком таких насосов являлось то, что, несмотря на симметричное расположение в них колес одностороннего всасывания и, следовательно, теоретическое уравновешивание осевых сил, последние в полной мере не уравновешивались. Обусловлено это перетоками воды между последними рабочими колесами противоположных групп на выходе из насоса. Вследствие этого неуравновешенная часть осевых сил создавала большую нагрузку на радиально-упорные подшипники насоса и вызывала их быстрый износ, поэтому конструкция насоса была признана неудачной. Она не получила дальнейшего развития и совершенствования, несмотря на то, что гидравлическая схема двухпоточных насосов является принципиально более совершенной. На это следует обратить особое внимание при разработке современных конструкций шахтных секционных насосов по двухпоточной схеме.

При создании таких насосов в первую очередь необходимо выполнение следующих основных требований:

- обеспечение идентичных условий входа жидкости на первые рабочие колеса обеих групп секций насоса;

- обеспечение одинаковых условий прохождения жидкости через обе группы секций;

- обеспечение идентичных условий перевода жидкости из последних секций обеих групп насоса в нагнетательный патрубок и далее в нагнетательный трубопровод;

- расположение продольных осей нагнетательного и общего всасывающего патрубков насоса должно быть в одной плоскости, проходящей через середину его проточной части;

- рабочие колеса в обеих группах насоса должны быть повернуты относительно друг друга на 180˚, при этом и кривизна лопаток колес в различных группах секций должна быть противоположной;

- остальные требования в части вибрации, балансировки ротора и др. являются общими для всех отечественных центробежных шахтных насосов.

Отличительной особенностью рассматриваемых двухпоточных секционных насосов является техническая возможность комплектования их на базе серийных унифицированных узлов однопоточных насосов, выпускаемых в настоящее время. Прежде всего, это касается комплектов отдельных секций (корпус, рабочее колесо с уплотнениями, направляющий аппарат), одинаково используемых в насосах обоих типов. При этом следует иметь в виду, что направление изгиба лопаток рабочих колес разных групп секций должно быть противоположным (при рабочем направлении вращения вала лопатки должны быть идентично отогнуты назад у обеих групп насоса). Из конструкции двухпоточного насоса помимо всего комплекта разгрузочного устройства устраняется также задняя крышка, которую заменяет передняя всасывающая крышка, и, таким образом, насос будет иметь два одинаковых комплекта всасывающих крышек с гидрозатворами и сальниковыми уплотнениями, что повысит степень унификации его узлов и удешевит производство. Что касается валов и стяжных болтов, то они могут быть полностью идентичными аналогичным узлам однопоточных насосов. Таким образом, переход заводского производства с однопоточных насосов на двухпоточные может быть осуществлён с минимальными затратами на перевооружение производства. Конечно, при этом не исключается совершенствование (конструктивное или технологическое) каких-либо узлов насосов или их схем.

Сравнительный типоряд двухпоточных секционных насосов, создаваемых на базе существующих однопоточных, приведен в табл. 6.1 [136, 137].

Типоряд разработан на основе использования существующей элементной базы насосов – изготовителей однопоточных насосов с учётом изложенных выше замечаний и предложений. При этом в качестве выходной секции двухпоточного насоса принята секция с рабочим колесом двухстороннего всасывания. С учетом этого минимальный напор насоса (группы секций) будет соответствовать напору двух рабочих колес (первого одностороннего и второго двухстороннего всасывания).

Анализ таблицы показывает, что типоряд секционных двухпоточных насосов даже на существующей элементной базе заводов-изготовителей может покрывать основную часть потребных водоотливных режимов горных предприятий. По номинальной подаче секционные двухпоточные насосы (от 26 до 1700 м3/ч) практически в полном объёме могут заменить менее совершенные в конструктивном отношении шахтные спиральные насосы типов ЦН, МД, НД и др., имеющие номинальные подачи 250…2000 м3/ч при напоре, в большинстве случаев не превышающем 350-400 м.

Таблица 6.1.

Сравнительная оценка секционных насосов

Однопоточная схема

Двухпоточная схема

обозначение

Qном м3/ч

Нном

м вод ст

обозначение

Qном, м3/ч

Нном

м вод ст

1

ЦНС

13-70…350

13

70…350

ЦНСД

26-70…175

26

70…175

2

ЦНС

38-44…220

38

44…220

ЦНСД

76-44…110

76

44…110

3

ЦНС

60-66…330

60

66…330

ЦНСД

120-66…165

120

66…165

4

ЦНС

105-98…490

105

98…490

ЦНСД

210-98…245

210

98…245

5

ЦНС

180-85…425

180

85…425

ЦНСД

360-85…212

360

85…212

6

ЦНС

180-500…900

180

500…900

ЦНСД

360-360…500

360

300…500

7

ЦНС

300-120…600

300

120…600

ЦНСД

600-120…300

600

120…300

8

ЦНС

300-650…1300

300

650…1300

ЦНСД

600-260…650

600

260…650

9

ЦНС

500-160…800

500

160…800

ЦНСД

1000-160…400

1000

160…400

10

ЦНСГ

850-240…960

850

240…960

ЦНСД

1700-240…480

1700

240…480

11

ЦНС

180-1050…1900

180

1050…1900

ЦНСД

360-380…950

360

380…950

12

ЦНС

630-1700

630

1700

ЦНСД

1260-850

1260

850

Кроме того, двухпоточные насосы обладают повышенной износостойкостью и надежностью за счет более совершенной гидравлической схемы, исключающей применение гидравлических разгрузочных устройств – наименее надежных элементов насосов, особенно при их работе в условиях гидроабразивных сред [148].


Предлагаем вашему вниманию журналы, издающиеся в издательстве «Академия Естествознания»
(Высокий импакт-фактор РИНЦ, тематика журналов охватывает все научные направления)

«Фундаментальные исследования» список ВАК ИФ РИНЦ = 1.074