Удосконалення потужних багатоступеневих насосів для глибоких і обводнених шахт

Размещено на http://www.allbest.ru/

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ УКРАЇНИ

НАЦІОНАЛЬНА ГІРНИЧА АКАДЕМІЯ УКРАЇНИ

На правах рукопису

Удк 622.532:621.65

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеню кандидата технічних наук

УДОСКОНАЛЕННЯ ПОТУЖНИХ БАГАТОСТУПЕНЕВИХ НАСОСІВ ДЛЯ ГЛИБОКИХ І ОБВОДНЕНИХ ШАХТ

Спеціальність 05.05.06 - “Гірничі машини”

шахтний насос працездатність руйнування

ДЄНЬГІН АНАТОЛІЙ ПЕТРОВИЧ

Дніпропетровськ 1999

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана в Донбаському гірничо-металургійному інституті Міністерства освіти України

Науковий керівник -- доктор технічних наук, старший науковий співробітник, ПАЛАМАРЧУК Микола Володимирович, провідний науковий співробітник ДВАТ “НДІ гірничої механіки ім. М.М. Федорова”

Офіційні опоненти -- доктор технічних наук, професор ВИНОГРАДОВ Борис Володимирович, професор кафедри гірничої механіки Національної гірничої академії України

кандидат технічних наук, доцент Малєєв Віктор Борисович, професор кафедри гірничої механіки Донецького державного технічного університету

Ведуча організація -- Донецький державний науково-дослідний, проектно-конструкторський і експериментальний інститут комплексної механізації шахт (Дондіпровуглемаш), відділ електрогідроприводів

Захист відбудеться 27 жовтня 1999 р. о 14.00 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 08.080.06 при Національній гірничій академії України (320027, м. Дніпропетровськ, пр. К. Маркса, 19).

З дисертацією можна ознайомитись в бібліотеці Національної гірничої академії України за адресою: 320027, м. Дніпропетровськ, пр. К. Маркса, 19.

Автореферат розісланий 23.09.1999 р.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради, к.т.н., с.н.с. О.В. Анциферов

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальнiсть теми. В загальному комплексі гірничих машин і шахтного стаціонарного обладнання водовідливні установки посідають особливе місце, бо являють собою одну з найбільш відповідальних і енергомістких ланок. На вугільних шахтах України експлуатуються 1059 стаціонарних насосних станцій водовідливу, з яких 25% припадає на водовідливні установки глибоких та обводнених шахт (ВУ ГОШ), з припливами понад 250 м³/год і геометричною висотою водопідйому понад 550м. Неухильне підвищення вимог споживачів до показників надійності насосів ВУ ГОШ за стабільної тенденції до ускладнення умов їх експлуатації (збільшення глибини розроблюваних горизонтів, підвищення мінералізації шахтних вод, зростання одиничної потужності агрегатів і т.ін.) визначають необхідність постійного удосконалення насосного обладнання шляхом модернізації машин, що застосовуються, і заміни їх більш ефективними. Це диктує підвищення якості наукових і конструкторських розробок, скорочення строків проектування потужних шахтних насосів і освоєння їх серійного виробництва. Комплекс робіт щодо створення нових і удосконалення насосів, які застосовуються для ВУ ГОШ, неможливо здійснити без якісної підготовки науково обгрунтованих методик розрахунку вибору конструктивних параметрів розроблюваних і освоюваних машин, без використання принципів їх раціонального конструювання.

Досвід розробки шахтних насосів (ШН), в тому числі й високонапірних для ВУ ГОШ свідчить, що недостатнє врахування специфіки водовідливу глибоких шахт тягне за собою невиправдані витрати у вигляді зниження техніко-економічних показників процесу відкачки шахтних вод, значних витрат на обслуговування і ремонт обладнання. Це, зокрема, слід віднести до насосів ВНС300-750...1040 і ВНС180-500...900, фактичні показники надійності яких виявилися значно нижчими від заданих на стадії проектування. Тому комплекс досліджень, направлений на вирішення задач стосовно розробки методики розрахунку й вибору параметрів навантажених вузлів потужних шахтних насосів та принципів їх раціонального конструювання є актуальним.

Зв"язок роботи з науковими програмами, планами, темами.

Дисертаційна робота є складовою наукових досліджень, виконаних за планом НДР ДХК Антрацит (1991-95р.р.), в рамках ДКР за договором №18.5/97 з АТ Донецькгірмаш від 20.12.1996р.

Мета роботи полягає в розробці і науковому обгрунтуванні раціональних параметрів роторів потужних шахтних насосів, що забезпечують їх максимально можливу надійність в умовах глибоких і обводнених шахт.

Ідея роботи полягає в установленні закономірностей зміни гідравлічних і динамічних характеристик роторів насосів в процесі експлуатації та уточненні розрахункової схеми навантаження вала.

Методи досліджень

Поставлена мета досягнута за допомогою комплексного підходу, який складається з: аналітичних досліджень, де використовуються методи теорії турбомашин, теорії надійності, теорії згинних коливань обертових валів, теорії фізичного моделювання динамічних явищ роторів турбомашин; системного аналізу рівня працездатності елементів насоса; експериментальних лабораторних і промислових досліджень.

Науковi положення, що захищаються в дисертацiї:

1. У високонапірному багатоступеневому насосі як деградуючій технічній системі з динамічними характеристиками ротора, що постійно погіршуються, і зростаючими втратами енергії найбільш вразливими елементами являються вал і сполучені з ним у вузлі динамічні ущільнення робочих коліс. Узагальнений показник працездатності вала і ущільнень складає 0,04...0,1, що на порядок нижче значень цього показника інших деталей потужного шахтного насоса. 2. Основна причина параметричних і функціональних відказів потужних ШН - динамічний прогин вала, який збільшується у процесі експлуатації, і викликаний нерівномірним спрацюванням деталей ротора, переходом режимів роботи в зону малих подач і, як наслідок, зростанням механічного дисбалансу та гідравлічної неврівноваженості ротора.

3. Згинна жорсткість вала, яка задається на стадії проектування машини, повинна забезпечити нормальну роботу ротора протягом усього заданого ресурсу за максимально можливої неврівноваженості, при цьому розрахунок розмірів вала необхідно виконувати за граничними навантаженнями і в рамках критерію надійності "найгірший випадок", визначаючи максимальну величину статичного і динамічного прогинів в середній частині ротора за самої несприятливої схеми його навантаження.

Критерій вибору конструктивних розмірів - динамічний прогин повинен бути меншим від величини номінального радіального зазора в щілинних ущільненнях робочих коліс.

Наукова новизна роботи:

В рамках системного аналізу потужного ШН, як об"єкта з робочими параметрами, які постійно погіршуються, доведено, що найбільш вразливим елементом являється вал, а визначаючими факторами надійності - швидкість збільшення неврівноваженості деталей в процесі експлуатації і динамічний прогин ротора.

Установлено, що процес нерівномірного зруйнування робочих коліс по окружності і по радіусу призводить до виникнення дисбалансу, величина якого багаторазово перевищує допустиму залишкову неврівноваженість і, як наслідок, до безпосередньої механічної контактної взаємодії сполучених деталей ротора і статора з високою швидкістю спрацювання робочих поверхонь. Виявлені умови за яких виникає нестійкий режим роботи шахтних насосів, обумовлений в тому числі технічним станом насоса, що погіршується, і зниженням його напірної характеристики. Вивчений вплив гідродинамічної неврівноваженості і пульсацій тиску у цих режимах на динамічні навантаження і деформацію ротора.

Вперше установлені аналітичні залежності статичного і динамічного прогинів валів потужних ШН від його конструктивних параметрів, режимів роботи установки за найбільш несприятливої схеми силового навантаження ротора і максимально можливих навантаженнях.

Обгрунтованiсть i достовiрнiсть наукових положень, висновкiв та рекомендацiй пiдтверджується:

- коректністю поставлених задач кожного етапу роботи;

- використанням апробованих методів і методик проведення досліджень та обробки дослідних даних, експериментальних установок, метрологічно повірених приладів;

- збіжністю результатів теоретичних і експериментальних досліджень, пов"язаних з визначенням згинних деформацій вала (розбіжність складає 7-10%), зазорів в ущільненнях ротора (похибка до 10%);

- відповідність результатів виконаних досліджень і сформульованих на їх базі висновків багаторічному досвіду експлуатації в шахтних умовах потужного шахтного насоса АВНС 55-182...1000 (АКаНТІ 550), розробленого за безпосередньої участі автора дисертації.

Наукове значення роботи полягає в:

теоретичному обґрунтуванні й експериментальному підтвердженні залежностей між динамічними прогинами вала і конструктивними параметрами ротора потужного ШН з урахуванням експлуатаційних факторів насосної установки, що змінюються;

визначенні умов спільної стійкої роботи насосів і впливу нестаціонарних режимів на коливання роторів, обумовлених гідродинамічною неврівноваженістю; обґрунтуванні критерії оцінки рівня працездатності базових деталей в рамках створеної фізичної моделі дисипативної і деградуючої технічної системи "насос" і виявлення на цій основі резервів підвищення надійності вразливих і навантажених елементів ШН.

Практичне значення роботи полягає в наступному:

створена нова методика інженерного розрахунку і вибору раціональних конструктивних параметрів вала ШН, що враховує незворотні зміни в процесі експлуатації динамічних і гідравлічних характеристик системи "ротор-ущільнення" за самої несприятливої схеми її навантаження і взаємодії елементів;

обґрунтовані умови щодо обмеження несталого режиму ШН в області малих подач, які супроводжуються виникненням збурюючих гідродинамічних сил і підвищеною вібрацією машини;

розроблені рекомендації стосовно захисту роторів від високо амплітудних коливань вала;

обґрунтовані пріоритетні принципи конструктивного удосконалення навантажених деталей потужних ШН.

Реалiзацiя результатiв дослiджень, висновкiв i рекомендацiй роботи:

Основні результати дисертацiйної роботи використані АТ "Завод гідравлічних машин" - Південгідромаш (м. Бердянськ), Науково-технічним центром проблем надійності гірничих машин (м. Донецьк), Проектно-виробничою фірмою "Профіль" (м. Харків) під час проектування та виготовлення потужного відцентрового шахтного насоса АВНС 550-182...1000 (АКаНТІ 550), ДВАТ "Донгірмаш" (м. Донецьк), ДВАТ "НДІ ім. Федорова" під час модернізації насоса ВНС 300-120...600, що випускається серійно.

Особистий внесок автора полягає: в установленні основних причин погіршення робочих параметрів ШН в процесі їх експлуатації; в обгрунтуванні вимог до напорних характеристик ШН й установленні умов за яких забезпечується найбільш ефективна робота насосних агрегатів; розробці критерія деформації і динамічних властивостей роторів ШН, який визначається виходячи з умов дії граничних навантажень на вал за максимально можливої неурівноваженості та самої несприятливої схеми його навантаження; в розробці основного концептуального принципу удосконалення високонапірних насосів для обводнених шахт, який полягає в тому, що згинна жорсткість вала повинна забезпечувати безвідмовну роботу ШН протягом всього заданого ресурсу.

Апробацiя результатiв дослiджень. Основні положення дисертації та її окремі розділи доповідались і були схвалені на розширеному засіданні кафедри гірничої механіки Донбаського гірничого-металургійного інституту (м. Алчевськ, 1998р.), на науково-технічних радах АТ “Ясногорський машзавод” (м. Ясногорськ Тульської області, 1996-97рр.), на засіданні науково-технічних рад ДХК “Антрацит” (м. Антрацит, Донецької області, 1993-98рр.), на засіданні кафедри гідравлічних машин Тульського технічного університету (1997р.), на засіданні технічної ради АТ "Завод гідравлічних машин" - Південгідромаш (м. Бердянськ, 1997р.).

Публiкацiї. Основнi положення виконаних дослiджень вiдображенi у 5 друкованих роботах, всі статті у наукових фахових виданнях.

Структура та обсяг роботи. Дисертацiя складається з вступу, чотирьох роздiлiв, висновкiв, списку використаних джерел i додаткiв, мiстить 149 сторiнок машинописного тексту, в тому числi 84 рисункiв, 19 таблиць, список використаних джерел з 156 найменувань і додаткiв на 22 сторінках.

Автор висловлює щиру вдячність науковому керівнику, доктору технічних наук Паламарчуку М.В. за консультації і постійну увагу, та цінні поради, надані під час виконання досліджень і підготовки дисертації, а також співробітникам Національної гірничої академії України доктору технічних наук, професору Франчуку В.П. та кандидату технічних наук, доценту Кіріченку Є.О. за цінні зауваження по роботі.

ОСНОВНИЙ ЗМIСТ РОБОТИ

Значний внесок у вирішення проблеми створення ШН, підвищення надійності обладнання шахтних водовідливних установок зробили наукові колективи НДІ гірничої механіки ім. Федорова, Донецького технічного університету, Національної гірничої академії України, заводів - виготовачів: машзавод ім. Кірова (м. Горловка), Ясногорський машзавод (Тульська обл.). Значною мірою успіхи вітчизняного насособудування визначались і визначаються глибокими теоретичними й експериментальними роботами в області гірничої механіки, теорії турбомашин і гідродинаміки, виконаних О.П.Германом, Г.Ф.Проскурою, Г.М.Єланчиком, В.Г.Гейєром, С.С.Рудневим, Ф.П.Товстолесом, О.Я.Підопригорою та ін. На етапах створення, удосконалення і впровадження відцентрових секційних багатоступеневих насосів за типами МС (ВНС) і НСШ велика роль належить науковій та інженерній діяльності О.В.Адама, М.В.Паламарчука, Е.І.Антонова, М.А.Горобця, С.Д.Дронова, І.П.Костикова, М.Г.Ріппа, Л.Д.Фішелевича та ін. Виконані роботи визначили напрямок розвитку шахтного насособудування, сформували систему поглядів на процеси функціонування і спрацьовування насосів водовідливу, включаючи потужні агрегати, розширили погляди на явища, які виникають в умовах нестаціонарних режимів їх роботи.

Однак, відсутність науково обґрунтованих й апробованих методик розрахунку та вибору раціональних конструктивних параметрів важко навантажених деталей і вузлів ШН, що враховують специфічні умови роботи шахтних водовідливних установок (інтенсивне гідроаброзивне, кавітаційне і корозійне спрацювання деталей, спільна робота декількох турбомашин на загальну мережу, зміна напорних, кавітаційних, енергетичних характеристик в період експлуатації і т.ін.) призвело до помилок і прорахунків під час створення низки серійних машин, зокрема, насосів ВНС 300-650...1300 та ВНС 180-500...900. Фактичні поперечні деформації вала, які виникають в конструкціях цих насосів, значно перевищують розрахункові значення прогинів, що призводить, навіть при незначному напрацюванні (900-1500год.), до безпосереднього металевого контакту робочих коліс з деталями щілинних ущільнень і цілковитому порушенню працездатності насоса.

Відзначені вище положення обумовлюють необхідність послідовного розв"язку наступних задач.

1. Дослідження характеру і кількісних характеристик спрацювання основних деталей потужних ШН, виявлення особливостей і причин їх руйнування.

2. Визначення впливу параметрів режимів роботи ШН на динамічні навантаження в елементах ротора ШН.

3. Визначення показників надійності і рівня працездатності багатоступеневих потужних ШН, виявлення їх найбільш вразливих елементів, обгрунтування принципів конструктивного удосконалення важконавантажених деталей і вузлів.

4. Створення фізичної моделі максимально наватаженого ротора багатоступеневого ШН і виконання експериментальної перевірки висновків, отриманих на базі теоретичних досліджень процесу згинної деформації вала.

5. Розробка методики інженерного розрахунку і вибору раціональних параметрів вала потужного ШН, що враховує специфіку умов експлуатації водовідливного обладнання на вугільних і рудних шахтах.

Інструментальні дослідження 32 головних і перекачувальних водовідливних установок шахт ДХК "Антрацит", вимірювання їх фактичних режимів роботи і співставлення отриманих характеристик Н_п=(Q) з характеристиками трубопровідних мереж показало, що переважна більшість із 140 контрольних насосів працює поза раціональною робочою частиною напорної характеристики: відповідно 21% і 50% насосного обладнання експлуатується ліворуч (недовантажені режими) і праворуч (перевантажені режими) цієї зони. В умовах паралельної роботи двох і більше насосів зафіксовані випадки переходу режиму роботи одного з агрегатів в зону малих подач на небезпечну й нестійку частину напорної характеристику. Нестала робота супроводжується "запиранням" одного з насосів і зростанням пульсацій тиску на виході системи.

Установлено, що стійка робота n насосів шахтного водовідливу забезпечується за наступних умов:

, (1)

, (2)

(3)

де Н_с, Н_n - напір мережі і насоса;

Q - подача;

Н_о - напір насоса при подачі Q=0

Дослідження несталих режимів високонапірних насосів ВНСГ 850 і АКаНТІ 550 виконані на водовідливній установці шахти "Комсомольська". Програма досліджень містила синхроний запис на самописці за допомогою малоінерційних датчиків тиску і його пульсацій на вихідному патрубку насосів і колекторній частині напірного трубопроводу, витрат води, рівня вібрації на опорах ротора насоса і радіального биття вала в зоні розвантажувального пристрою.

Аналіз отриманих результатів дозволив установити, що в нестійкому режимі значно зростає амплітуда високочастотних (понад 1000Гц) пульсацій тиску, на які накладаються низькочастотні неперіодичні коливання. Мінімальна амплітуда - в області оптимуму напірної характеристики. Під час переходу до режимів, які розташовані в нестійкій зоні, амплітуда пульсацій тиску і рівень вібрацій значно зростають, а характер зміни амплітуд в періодах окремих коливань стає випадковим. Максимальна амплітуда пульсацій тиску в нестійкому режимі сягає 8% від величини напору за номінального значення подачі. Особливо небезпечна робота насоса в режимах, коли радіальні биття ротора, зпричинені гідравлічною неврівноваженістю, за розмахом досягають значень сумірних з величиною зазорів у щілинних ущільненнях (рис. 1б). При цьому контактна взаємодія деталей ротора і корпуса супроводжується інтенсивним спрацюванням. Установлено, що насос виходить із нестійкої зони тоді, коли усунені причини підвищення чи зниження напору тільки у випадку, коли напіврозмах амплітуди низькочастотних коливань тиску не перевищує різниці між напором насоса при нульовій подачі і напором системи. Ця умова записується з коефіцієнтом запасу таким чином:

Н₀₁ H_с; Н₀₂ Н_с; ...Н_оn H_c (4)

Коефіцієнт визначається для кожної насосної установки експериментально за виміряним рівнем амплітуди коливань тиску в напорному трубопроводі в зоні максимуму напорної характеристики. Для урахування впливу гідравлічної неврівноваженості на величину навантажень, які діють на ротор прийняті мінімальні значення коефіцієнта = 0,92 і максимальне відносне значення биття вала

де S_max, S_nom - відповідно напіврозмах амплітуди коливань вала в нестійкому і номінальному режимах.

Аналіз даних, виконаний з наробок 21 насоса за типом ВНС на водовідливних установках шахт ДХК "Антрацит", а також узагальнення результатів промислових випробувань цих насосів в ДВАТ НДІГМ ім. М.М.Федорова показали, що насоси шахтного водовідливу мають низькі показники надійності, в тому числі і вельми малі значення безвідказу Т_о, Р(t). Так, фактична середня наробка до відказу Т_о для насосів ВНС 300-650...910, ВНС 180-500...900 відповідно складають 1400 і 900 год, вірогідність безвідказної роботи Р(t) насосів цих типів - 0,27 і 0,13. Обмежуючи вірогідність безвідказної роботи шахтних насосів нормами надійності І класу при якому Р(t) = 0,9, отримаємо для високонапірних насосів ВНС 300-910, ВНС 180-900 необхідну середню наробку до відказу відповідно 8300 і 8560 год. З цих даних витікає, що для досягнення високих показників надійності наробку до відказу елементів потужних і багатоступеневих насосів необхідно збільшити не менш ніж в 5 разів. Оскільки між наробкою Т_о, зносостійкістю _о і твердістю матеріалу деталей НВ існує лінійна залежність Т_о (_о; НВ), а технологічні можливості застосування матеріалів з високою твердістю й іншими покращеними характеристиками обмежені, виникає необхідність пошуку інших резервів підвищення надійності.

Аналіз характеру пошкодження деталей 85 шахтних насосів за типом ВНС під час їх ремонту показав, що при одному з переважаючих видів спрацювання - гідроабразивному, кавітаційному чи корозійному або при їх спільній дії зі збільшенням наробки спостерігається значна зміна інтенсивності зруйнування елементів деталей. Нерівномірность спрацювання по окружності і по радіусу, поява осередків наскрізного зруйнування дисків і лопастей робочих коліс ( в основному у вихідній частині) характерні для переважної більшості обстежених роторів насосів. Установлено, що нерівномірне спрацювання робочих коліс призводить до появи дисбалансу, що в 10-25 разів перевищує допустиму залишкову неврівноваженість ротора, при цьому на вал впливають зосереджені навантаження, які набагато перевищують гранично допустимі розрахункові значення. Під дією цих навантажень вал прогинається, зростає амплітуда його коливань. Вимірювання величини спрацювання деталей щілинних ущільнень робочих коліс підтверджує цей висновок: нарівні із спрацюванням робочих поверхонь гідродинамічним потоком і вугільно-породними частками відбувається їх зруйнування через безпосередній механічний контакт і обумовлений ним задир та схоплювання поверхневих шарів матеріалу. Оскільки щілинні ущільнення з номінальним радіальним зазором виконують роль самоцентруючих і демпферуючих гідродинамічних опор ротора при значному збільшенні радіальних зазорів (в 2 і більше рази) в результаті спрацювання величина компенсуючих гідродинамічних сил в ущільненнях значно понижується, що додатково погіршує динамічну стійкість ротора і збільшує прогин вала в його середній частині.

Обробка даних підконтрольної експлуатації 21 насоса типів ВНС 300-600, ВНС 300-910 і ВНС 180-425 за виглядом і характером спрацювання показала, що визначаючими факторами являються: зниження параметрів через спрацьованість щілинних ущільнень деталей ротора (35-53%); неприпустима вібрація насоса з причини експлуатації установки в нестійких чи кавітаційних режимах; спрацьованість деталей ротора і деформації вала (10-20%); зруйнування кілець розвантажувального пристрою (10-15%); спрацювання робочого колеса І ступеня (8-25%). Таким чином, найбільша кількість відказів багатоступеневих високонапірних насосів з довгими роторами обумовлена недостатнім запасом жорсткості вала і нестійкою роботою турбомашини в області недовантажених і кавітаційних режимів.

Системний підхід до аналізу зміни структурних властивостей елементів ротора шахтних насосів, що обумовлені постійними (параметричними) і раптовими (функціональними) відказами, слугував базою для побудови моделі працездатного стану. Для отримання конкретних й адекватних результатів аналізу враховувалась взаємодія окремих елементів, були розглянуті особливості спрацювання сполучених деталей і показники, що характеризують стан і рівень надійності реальної системи. До них віднесені: приріст втрат потужносі N за час t, що відповідає зниженню напору на величину H; коефіцієнт статичного зв"язку К_b або середня наробка до відказу Т_о і нормовані відносно граничного стану структурні параметри S* (спрацювання і деформація) елементів

В рамках цієї моделі формально обґрунтований узагальнений показник запасу роботоспроможності елементів

(5)

Ранжирування показника W_s і кількісних характеристик зв"язку n_c, що впливають на елементи, викликаючи несприятливе зростання незворотніх змін, дозволило виявити найбільш вразливі елементи системи, що розглядається, а саме: ротор шахтного насоса - динамічні щілинні ущільнення ротора (W_s = 0,068...0,18; n_c = 5); вал (W_s = 0,004...0,005; n_c = 9); деталі врівноважуючого пристрою (W_s = 0,055...0,07; n_c = 9). Аналіз цих даних дозволив виділити пріоритетні напрямки удосконалення насосів:

а) збільшення запасів міцності за всіма видами навантажень;

б) ослаблення інтенсивності спрацювання деталей;

в) ослаблення несприятливого впливу механічного контакту і сухого тертя (застосування в сполученні матеріалів не схильних до задиру і схоплення); г) компенсація деформації та спрацювання.

Домінуючий фактор у виборі розміру вала потужного шахтного насоса - максимальна величина його динамічного прогину. Розглядаючи складну систему навантаження ротора під дією ваги вала G; радіальної сили, обумовленої нерівномірністю розподілу тиску на виході робочого колеса R_q; вісевої сили Т_о; гідродинамічної сили в ущільненнях P_у; відцентрової сили, що змінюється від неврівноваженої маси P_ц; відцентрових сил P_ц" і P_ц"', як результат зміщення центра ваги і вісі розточки робочого колеса та биття вала; радіальної сили R_m, обумовленої натіканням потоку на нерівномірний профіль міжлопатевих каналів в рамках критерія "найгірший випадок" і за граничним відхиленням параметрів, виконана оцінка максимальних навантажень, які можуть впливати на вал за самих несприятливих умов його навантаження. Зокрема, під час реалізації схеми навантаження, коли в межах однієї ступені всі діючі сили окрім Р_у будуть мати напрямок в межах сектора з кутом =120⁰ (вірогідність події Р=0,012), зосереджені результуючи навантаження у насосів ВНЦ 300-600 ВНЦ 300-910 можуть досягати відповідно 750...810 та 1500...1620 Н при розрахункових значеннях 80...100 та 50...75 Н.

Під час розрахунку вала на згин враховуються його основні геометричні параметри: наявність ділянок змінної довжини різних діаметрів, положення його опор і робочих коліс. Точне врахування конфігурації вала необхідне з огляду на те, що його власна маса та її розподіл вздовж вісі суттєво впливають на величини прогинів і власні частоти коливань, причому цей вплив співставимий з внеском масивних деталей ротора. Опорні підшипники моделюються шарнірними опорами, робочі колеса - зосередженими масами. Вал має m ділянок, довжина і діаметр i-тої ділянки l_i і d_i. Загальна довжина вала - L. Центр мас кожної ділянки розташований посередені його довжини і має осьову координату x_c. На валу розташовані зосереджені маси m_j (j=1,K), поперечні сили P_r(r=1,n) і поздовжні сили N_q (q=1,t).

Для визначення прогину вала

,

застосований вираз для обчислення вигинаючого моменту в довільній точці

(6)

Для інтегрування цього рівняння застосовують занадто громіздкі аналітичні методи чи різновидності графоаналітичних методів Мора. В представленій роботі запропонований і реалізований метод розрахунку прогинів валів насосів, що базується на апроксімації прогину кубічними сплайнами. При цьому розв"язана зворотня задача - щодо розподілу значень другої похідної відновлена функція Y (прогин вала).

Розв"язанням тридіагональної лінійної системи (n-1) рівнянь з (n-1) невідомим при h_i = x_i - x_i-1 (i=1,n) (рівняння спілайнів) отримана формула для обчислення прогинів ступінчатих валів ШН

, (7)

В результаті вирішення цим методом автоматично можна отримати плавний розподіл перших похідних прогинів, тобто вигнутий вал не має зломів вісі, що відповідає фізичній суті задачі.

Для врахування динаміки необхідно обчислити критичну частоту вала

, (8)

тоді динамічний прогин вала визначається перерахунком статичного з використанням коефіцієнта динамічного підсилення К_d

Y_d=K_dY, (9)

де - , для випадку амплітуди вимушеної сили, що пропорціональна квадрату частоти.

Аналіз результатів розрахунків Y і Y_d дозволив установити наступне. Максимальна величина динамічного прогину вала, визначена за гранично можливими навантаженнями, для основних типів шахтних насосів ВНС180-900 і ВНС 300-910, що використовуються у глибоких шахтах в 1,1-1,4 рази перевищує величину радіального зазора _о в щілинному ущільненні. У насоса ВНС 300-600 динамічний прогин сумірний з зазором _о. Координати максимального прогину в залежності від прикладення навантаження на ступені змінюються несуттєво і знаходяться в інтервалі (0,45-0,55)L_opt, при цьому величини прогинів відрізняються не більш як на 12%. Виходячи з цього, розрахунок динамічного прогину вала достатньо виконати для випадку, коли навантаження прикладене до середньої ступені. В процесі зміни режиму роботи насоса найменш сприятливий динамічний стан ротора в зоні малих подач. Значення прогинів вала в недовантажених Q_n= 0,75 Q_opt і перевантажених режимах Q_n= 1,3 Q_opt відрізняються на 8-13%, тому розрахунок слід виконувати для режимів найменших подач, які можливі під час експлуатації насоса. Спостерігається незначний вплив вісевої сили на зміну жорсткості вала: за максимального значення вісевого навантаження величина прогину зменшується на 2-4%, а критична частота підвищується на 1,0-1,5%.

Співставлення розрахункових даних і результатів експериментальних досліджень прогинів вала насоса ВНС 60-132 показали, що їх розбіжність не перевищує: для індуктивного методу вимірювань - близько 8%, для тензометричних вимірювань деформацій вала - не більше 10%. Збіжність теорії й експерименту достатньо висока в усьому інтервалі випробуваних навантажень і переміщень, тому слід признати запропонований метод розрахунку валів потужних багатоступеневих насосів прийнятним для інженерної практики.

Таким чином, для застосовуваних шахтних насосів в середній частині роторів можливі динамічні прогини, що за величиною перевищують зазор в щілинних ущільненнях робочих коліс і, як наслідок, інтенсивне механічне спрацювання сполучених деталей ротора та направляючого апарата. З цього можна зробити наступний важливий висновок: для потужних шахтних насосів відправним пунктом при визначенні раціональних розмірів вала є оцінка його динамічної жорсткості, а точніше - прогинів в середній частині. Критерій жорсткого вала - максимальні прогини під дією граничних навантажень повинні бути меншими від початкового радіального зазора в щілинних ущільненнях робочого колеса.

ВИСНОВКИ

Дисертація є завершеною науково-дослідною роботою в якій вирішена актуальна задача вибору раціональних параметрів конструкції роторів потужних відцентрових шахтних насосів.

Основні наукові та практичні результати, висновки і рекомендації полягають у наступному:

1. В рамках системного аналізу насоса як деградуючої і дисипативної технічної системи з характеристиками, які постійно погіршуються, виявлено, що найбільш вразливими її елементами являються вал і сполучені з ним у вузлі ротора динамічні ущільнення робочих коліс. За допомогою узагальненого показника W_s, що описує зміни структурних властивостей системи "насос" в процесі експлуатації, виконана кількісна оцінка запасу працездатності цих деталей. Установлено, що вал і щілинні ущільнення мають показник W_s=0,04...0,1 на порядок нижчий значень запасу працездатності інших деталей.

2. Виконані заміри режимів роботи насосів 32 водовідливних установок шахт ДХК "Антрацит" та розрахунок робочих параметрів 116 насосних установок шахт інших вугільних об"єднань і компаній, в результаті чого:

- установлено, що переважна більшість насосів шахтного водовідливу працює поза раціональною частиною напорної характеристики: відповідно 21 і 50% машин експлуатуються в недовантажених і кавітаційних режимах, що характеризуються високим рівнем вібрації агрегатів, значними за амплітудою пульсаціями тиску в каналах проточної частини і породженими ними інтенсивними гідродинамічними навантаженнями на елементи ротора;

- сформульовані умови, які забезпечують стійку роботу ШН в недовантажених режимах в системі "насос-трубопровід". Установлено, що гідравлічна неврівноваженість ротора, обумовлена пульсаціями тиску в проточній частині у нестійких режимах, викликає зростання амплітуди биття вала насоса на 5-7% у порівнянні з оптимальними режимами роботи;

- уточнений характер пошкоджених деталей ШН при сумісному гідроабразивному, кавітаційному і корозійному спрацюванні. Виявлено, що процес нерівномірного зруйнування робочих коліс по окружності і по радіусу спричиняє появу дисбалансу, який в 10-25 разів перевищує допустиму залишкову неврівноваженість.

3. Результати аналізу характеру зруйнування деталей ротора шахтного насоса і зміна його структурних властивостей, обумовлених відказами за параметром і функціонуванням, склали основу для перегляду застосовуваних методів і підходів в розрахункові вала потужного шахтного насоса. Основний концептуальний принцип створення надійних високонапірних насосів водовідливу полягає в тому, що згинна жорсткість вала повинна забезпечити нормальну роботу ротора протягом усього заданого ресурсу за максимально можливої неврівноваженості, що виникає з причини нерівномірного спрацювання деталей проточної частини.

4. Науково обґрунтовані основні положення і розроблена методика розрахунку та вибору раціональних розмірів вала потужних шахтних насосів за граничними навантаженнями та критерієм надійності - "найгірший випадок", що дозволяє визначати максимальну величину статичного і динамічного прогинів ротора в середній частині вала під дією усіх навантажень і самій несприятливій схемі його навантаження. Виконані теоретичні та експериментальні дослідження показали:

- можливий динамічний прогин вала на робочій частоті обертання за максимального навантаження для різних типів шахтних насосів в 1,14-3,2 рази перевищує величину початкового (номінального) зазору в щілинних ущільненнях робочих коліс; - координати максимального прогину вала незалежно від місця прикладання навантаження на ступені від першої до останньої змінюються несуттєво і знаходяться в зоні середньої ступені;

- величина динамічного прогину на недовантажених режимах на 5-7% вища прогину на режимах, близьких до номінального;

- визначення величини прогинів не потребує врахування осьових зусиль, що діють на ротор;

- основний критерій вибору раціональних розмірів вала - динамічний прогин під дією граничних навантажень, повинен бути меншим від величини радіального зазору в щілинних ущільненнях ротора.

Розроблена методика розрахунку і вибору раціональних конструктивних параметрів роторів і технічні рішення щодо стабілізації динамічних характеристик роторів під час експлуатації потужних насосів використані в процесі створення нового потужного відцентрового шахтного насоса АВНС 550-182...1000 (АКаНТІ 550) на стадії розрахунку його параметрів, опрацювання конструкторських вирішень і розробки документації.

Розроблена методика і технічні вирішення використовувались також під час мождернізації насоса ВНС 300-120...600 у АТ "Донгірмаш" (м. Донецьк) і підготовці нормативного документа "Технічні вимоги до шахтних насосів" ДВАТ "НДІ ГМ ім М.М.Федорова".

Приймальні випробування дослідних зразків насоса АВНС 550-182...1000, які проходили в 1993-95рр на шахті "Комсомольська" ДХК "Антрацит", і випробовування цих машин на надійність, що тривають, підтвердили високі їх показники. Наробка на відказ складає понад 8200год, ККД - не менше 74%.

Загальний річний економічний ефект від впровадження розробок складає 2,8 млн.грн., в якому особиста частка автора складає 1,8 млн.грн.

Основнi положення i результати дисертацiї опублiкованi в наступних роботах

Деньгин А.П., Паламарчук Н.В. Обеспечение устойчивой работы шахтных насосов// Уголь Украины.-1997.-№6. - С.57-59.

Деньгин А.П., Паламарчук Н.В., Галанин А.Н. Основные способы и схемы откачки затопленных выработок угольных шахт// Уголь Украины.-1997.-№8. - С.52-55.

Деньгин А.П.,Махонкин В.А., Паламарчук Н.В. Насос АКаНТИ550 для глубоких и обводненных шахт // Уголь Украины.-1997.-№11. - С.18-21.

Деньгин А.П., Тимохин Ю.В., Паламарчук Н.В. Защита водоотливных установок с последовательно включенными насосами// Уголь Украины.-1998.-№2. - С.29-30.

Деньгин А.П., Паламарчук Н.В. Упрощенный метод расчета параметров рабочих режимов насоса // Уголь Украины.-1998. -№3.-С48-50.

Особистий внесок автора в роботах, що опублiкованi у спiвавторствi полягає в наступному: /1/ - розробка аналітичних залежностей, формулювання умов стійкої роботи насосів; /2/ - аналіз існуючих схем відкачування, розробка раціональних способів та обґрунтування нових технічних рішень; /3/ - обґрунтування принципів конструювання потужних насосів; /4/ - розв"язок задачі, аналіз отриманих залежностей; /5/ - постановка задачі, отримання залежностей, їх аналіз.

АНОТАЦIЇ

Деньгін А.П. "Удосконалення потужних багатоступеневих насосів для глибоких ы обводнених шахт" - Рукопис.

Дисертацiя на здобуття наукового ступеня кандидата технiчних наук за спецiальнiстю 05.05.06 - "Гірничі машини". Нацiональна гiрнича академiя України. Днiпропетровськ. - 1999.

Дисертація присвячена встановленню раціональних конструктивних параметрів роторів потужних шахтних насосів та питанням вдосконалення конструкцій навантажених деталей. В роботі були досліджені причини спрацювання та відказу базових деталей, умови та механізм змінення динамічного прогину валопроводу під час експлуатації насоса. Встановлені максимальні показники навантажень та згинної деформації валів, що виникають в процесі роботи насоса в нестійких режимах і під час спрацювання елементів ротора. Розроблена теорія, методика розрахунку раціональних конструктивних параметрів роторів, а також технічні рішення щодо стабілізації динамічних характеристик потужних відцентрових насосів. Методика використана при проектуванні нових і модернізції насосів шахтного водовідливу типу АВНС 550 та ВНС 300.

Ключовi слова: шахтний насос, водовідливна установка, ротор, вал, динамічний прогин, згинна жорсткість, режим роботи, спрацювання.

Деньгин А.П. Совершенствование мощных многоступенчатых насосов для глубоких и обводненных шахт. - Рукопись.

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специльности 05.05.06 - "Горные машины". Национальная горная академия Украины. Днепропетровск. - 1999.

Диссертация посвящена определению рациональных конструктивных параметров роторов мощных шахтных насосов и вопросам совершенствования конструкций нагруженных деталей. В работе исследованы причины изнашивания и отказов базовых деталей, условия и механизм изменения динамического прогиба валопровода при эксплуатации насоса. Установлено, что процесс неравномерного гидроабразивного и кавитационного разрушения рабочих колес и уплотнений сопровождается значительным ростом дисбаланса ротора (в 10-25 раз) и амплитуды его изгибных колебаний. Экспериментально доказано, что увеличение возмущающих нагрузок, вызывающих усиление изгибной деформации валов, отмечается в зоне неустойчивых режимов насоса и малых подач. Основной концептуальный принцип создания новых и совершенствования выпускаемых мощных шахтных насосов обоснованный в диссертации состоит в том, что изгибная жесткость вала должна обеспечить нормальную работу ротора в течение всего заданного ресурса при максимально возможной неуравновешенности. Разработана теория, методика расчета рациональных конструктивных параметров роторов шахтных насосов. Получены рекомендации по стабилизации динамических характеристик роторов центробежных насосов, приведены значения конструктивных параметров валов разрабатываемых и выпускаемых шахтных насосов типа АЦНС и ЦНС.

Ключевые слова: шахтный насос, водоотливная установка, ротор, вал, динамический прогиб, изгибная жесткость, режим работы, изнашивание.

Dengin A.P. Improvement of high-capacity multistage pumps for deep and watered mines. - Manuscript.

Thesis for the Candidate of science degree by speciality 05.05.06 - Minig machines. - The National Mining University of Ukraine, Dniepropetrovsk, 1999.

The dissertation is devoted to determination of rational parameters for high-lift pumps rotors and to the questions of loaded parts design improvement. The causes of location parts wear and failure, mechanism and parameters of shafting dynamic deflection change during pump operation are investigated in the work. Maximum values of loads and rotor deflections, occurring under unsteady modes of operation with working parts wearing, have been determined. The theory and methods of rational design parameters calculation are developed, and technical decisions are offered as to stabilization of high-capacity pumps dynamic characteristics. This metod has been used when designing new and modernized mine water drainage pumps of the ATsNS (AKaNTI) and TsNS types.

Key words: mine pump, mine pump station, rotor, shaft, dynamic deflection, flexural rigidity, mode of operation, wear.

Размещено на Allbest.ru