WWW.DISS.SELUK.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА
(Авторефераты, диссертации, методички, учебные программы, монографии)

 

Pages:   || 2 |

«В.С.СОЛОВЬЕВ, А.С.СМОРОДИН СТАЦИОНАРНЫЕ МАШИНЫ И УСТАНОВКИ Учебное пособие САНКТ-ПЕТЕРБУРГ 2002 1 УДК 681.63 + 621.65:622.012.2(075.80) ББК 39,9 С602 Изложены теория, физические основы ...»

-- [ Страница 1 ] --

Министерство образования Российской Федерации

Санкт-Петербургский государственный горный институт им. Г.В.Плеханова

(технический университет)

В.С.СОЛОВЬЕВ, А.С.СМОРОДИН

СТАЦИОНАРНЫЕ МАШИНЫ

И УСТАНОВКИ

Учебное пособие

САНКТ-ПЕТЕРБУРГ

2002 1 УДК 681.63 + 621.65:622.012.2(075.80) ББК 39,9 С602 Изложены теория, физические основы работы, эксплуатации, выбора и проектирования шахтных вентиляторных, водоотливных и пневматических установок. Приведены классификация, принципы действия, устройство и особенности работы шахтных стационарных установок.

Пособие предназначено для студентов специальности 170100 «Горные машины и оборудование» и 180400 «Электропривод и автоматика промышленных установок и технологических комплексов».

Научный редактор проф. Б.С.Маховиков Рецензенты: кафедра машиноведения и машиностроения СевероЗападного государственного заочного технического ун-та; В.К.Кожин (ОАО «СПбГипрошахт»).

Соловьев В.С.

С602. Стационарные машины и установки: Учеб. пособие / В.С.Соловьев, А.С.Смородин; Санкт-Петербургский государственный горный институт (технический университет). СПб, 2002. 88 с.

ISBN 5-94211-084-0.

УДК [621.63 + 621.65]:622.012. (075.80) ББК 39. Санкт-Петербургский горный ISBN 5-94211-084- институт им. Г.В.Плеханова, 2002 г.

ВВЕДЕНИЕ

Из большого и сложного разнообразия электромеханического оборудования современного горного предприятия особое место занимают горно-шахтные стационарные установки, в частности, водоотливные, вентиляторные и пневматические.

Увеличение размеров горных предприятий, переход к разработке более глубоких горизонтов, развитие комплексной механизации и автоматизации технологических процессов горного дела обуславливают непрерывный рост мощности шахтных вентиляторов, насосных и компрессорных агрегатов.

Шахтные водоотливные установки служат для удаления воды, поступающей в выработки при разработке подземных месторождений. Притоки воды зависят от горно-геологических условий, времени года, способа разработки и колеблются в широких пределах от 1 до 36 т воды на каждую тонну добываемого полезного ископаемого. Глубины, из которых откачивается вода, достигают порой 1500 м и более [3].



Разработка подземным способом, особенно на больших глубинах, сопровождается выделением газов, вредных для дыхания людей и взрывоопасных по составу. Количество свежего воздуха, необходимого для проветривания выработок, рассчитывают по числу людей в шахте, выделению метана, углекислого газа и др.

В угольных шахтах на каждую тонну угля необходимо подавать от 5 до 15 т воздуха при давлении от 500 до 700 [3]. Воздух в шахту подается непрерывно. По Правилам безопасности главная вентиляторная установка не должна останавливаться более 10 мин и быть высоконадежной.

На шахтах СНГ установлено более 30 тыс. электронасосных агрегатов общей мощностью более 2 млн кВт, потребляющих ежегодно свыше 6 млрд кВтч электроэнергии. В эксплуатации находится более 2000 главных и вспомогательных вентиляторов, потребляющих ежегодно свыше 5 млрд кВтч электроэнергии [3].

Применение пневматической энергии в горной промышленности обусловлено большей безопасностью по сравнению с электрической, особенно на шахтах с пластами крутого падения и внезапными выбросами угля и газа.

На рудниках при бурении крепких пород сжатый воздух часто является единственным видом энергии, несмотря на низкий КПД пневматических сетей. Пневматические установки являются весьма энергоемкими и сложными по обслуживанию.

Стационарные установки всегда были и остаются главными потребителями электрической энергии на шахте. Расход электроэнергии ими составляет 50-80 % общешахтного потребления всего электромеханического оборудования [4]. Поэтому задача дальнейшего подъема эксплуатационной экономичности горношахтных стационарных агрегатов является весьма актуальной. Для решения этой задачи горным инженерам необходимо повышать технический уровень установок, в частности, их КПД, совершенствовать системы регулирования и привода, улучшать технологические схемы установок и системы автоматизации их работы, решать вопросы увеличения сроков непрерывной работы агрегатов без текущего и капитального ремонтов.

1. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ ТЕОРИИ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ,

ВОДООТЛИВНЫХ И ПНЕВМАТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК

1.1. Основные элементы шахтных стационарных установок Вентиляторная установка (рис.1) состоит из вентилятора 5, воздухопровода (комплекс подземных выработок 1, шахтные стволы 2 и 6, вентиляционный канал 3) и двигателя 4. Воздух перемещается под действием разности давлений – атмосферного и в канале 3 перед вентилятором. Ввиду малого перепада давлений воздух в теории вентиляторных установок рассматривается как несжимаемое текучее.

Шахтная водоотливная установка (рис.2) состоит из насоса 3 с электродвигателем 4, всасывающего 1 и напорного 2 трубопроводов. Принцип работы аналогичен вентиляторной установке, так как в ней также происходит истечение несжимаемой жидкости в атмосферу.

Рис.1. Схема шахтной вентиляторной установки Рис.2. Схема шахтной водоотливной установки Рис.3. Схема рудничной компрессорной установки Пневматическая установка (рис.3) состоит из компрессора 2 с двигателем 3, воздухопроводов 5, потребителей сжатого воздуха 6 (перфораторы, пневмодвигатели и др.) и вспомогательного оборудования: воздушного фильтра 1, воздухосборника 4, охладителей воздуха 7, воды и др.





Отличительной особенностью компрессорных установок является наличие потребителей пневмоэнергии и сжимаемость транспортируемого текучего.

для транспортирования текучего Для того, чтобы любое текучее могло перемещаться с преодолением высоты, противодавления и сопротивлений движению, оно должно обладать запасом энергии, равной сумме работ на подъем, преодоление противодавления, сопротивление движению и на создание кинетической энергии.

Генератором для создания запаса энергии являются специальные машины, которые разделяются по давлению и принципу работы [3].

1. По степени повышения давления к /а (где к и а – конечное и атмосферное давления):

при 1,1 – вентиляторы; вентилятор, работающий с превышением давления над атмосферным, называется нагнетательным, а с давлением меньше атмосферного – всасывающим;

при 3 – компресоры; обычно для шахтных компрессоров = 9-12;

2. По принципу транспортирования текучего:

лопастные – центробежные и осевые турбомашины, вихревые насосы;

объемные – поршневые и ротационные машины (с пластинчатым или винтовым ротором);

струйные – гидроэлеваторы, эжекторы и инжекторы, в которых запас энергии в транспортируемом текучем создается смешением его с другим, рабочим текучим, обладающим значительно большей энергией.

3. Особый класс устройств представляют собой эрлифты, в которых текучее перемещается с одного уровня на другой за счет работы расширения сжатого воздуха.

1.3. Конструктивные схемы машин для транспортирования текучего Лопастные машины представлены тремя основными группами – центробежными, осевыми и вихревыми.

Широкое применение в горной промышленности лопастные машины получили за счет простоты конструкции, компактности, высокого КПД и удобства комбинирования с приводом от электродвигателя.

Схема центробежной машины представлена на рис.4.

Она состоит из рабочего колеса 3 с лопатками 1, закрепленного на валу 5, подводящего устройства 2, спирального улиткообразного отводящего устройства 4 и диффузора 6.

При вращении рабочего колеса текучее, находящееся в межлопастном пространстве, под действием лопастей приходит во вращательное движение. Перемещаясь под действием центробежной силы, текучее получает приращение полной энергии (суммы потенциальной и кинетической энергии) и поступает в спиралевидный отвод, в котором кинетическая энергия потока частично преобразуется в потенциальную (статический напор, давление), а в диффузоре статический напор еще более возрастает. За счет резкого перепада давлений на выходе и входе с колеса в его центре создается разряжение и поток текучего непрерывного подается к колесу.

В осевой машине (рис.5) поток текучего параллелен оси вращения рабочего колеса, насаженного на вал 5 и вращаемого в цилиндрическом кожухе 6. Рабочее колесо осевой турбомашины состоит из втулки 1 с закрепленными на ней под углом лопатками 2. Плавный подвод потока текучего к рабочему колесу обеспечивается с помощью коллектора 3 и переднего обтекателя 4. Для раскручивания потока за рабочим колесом устанавливается спрямляющий аппарат 8. Выход из осевой машины заканчивается кольцевым диффузором 7.

Назначение отводящего устройства 7 и 8 – собрать поток, выходящий с большой скоростью из рабочего колеса, преобразовать его кинетическую энергию в потенциальную энергию давления и отвести текучее к нагнетательному патрубку.

В горной промышленности осевые турбомашины применяются в основном в качестве вентиляторов. Для получения больших конечных напоров используют многоступенчатые и осевые турбомашины.

Схема и способ действия вихревой машины поясняются на рис.6. Текучее поступает через патрубок 1 на периферию рабочего колеса с лопатками 2 и, получая от них энергию при движении по концентрическому каналу 3, отводится в напорный патрубок 4.

Характерной особенностью вихревого колеса является подвод и отвод текучего на периферии рабочего колеса.

Работа объемных машин основана на всасывании и вытеснении жидкости твердыми телами (поршнями, пластинами, зубцами и др), движущимися в рабочих полостях.

На рис.7 показана схема поршневой машины. Цилиндр сопряжен с клапанной коробкой 1, в гнездах которой расположены нагнетательные клапаны 3 и 6. Поршень 5, движущийся в цилиндре возвратно-поступательно, производит попеременно всасывание из трубы 7 и нагнетание в трубу 2. Привод поршня осуществляется от кривошипно-шатунного механизма. Скорость поршня ограничена действием инерционных сил, поэтому соединение с высокооборотными двигателями затруднено. Такие машины обладают пульсирующей подачей, обусловленной периодичностью движения поршня.

привели к появлению машин вытеснения вращательного типа, называемых роторными.

Типичным представителем этой группы является пластинчатая машина (рис.8).

Массивный цилиндр 1 (ротор) с радиальными прорезями помещается эксцентрично в корпусе (статор). В прорези ротора вставляются пластины 3, отжимаемые от центра к периферии действием центробежных сил. При быстром вращении цилиндра 1 пластины 3 производят всасывание через приемный патрубок 4 и нагнетание через напорный патрубок 5.

Струйные машины нашли широкое применение в промышленности. Принцип их действия рассмотрим на примере струйного насоса (рис.9) – гидроэлеватора. Поток рабочей жидкости проходит через сопло 1, где происходит большое приращение кинетической энергии, и попадает в камеру 2. В камере происходит понижение давления и под влиянием разности атмосферного давления и давления в камере 2 жидкость поднимается от уровня 4 в камеру 2, где она захватывается струей рабочей Рис.9. Схема струйной машины емкостей от твердого, а эжекторы – для проветривания глухих выработок сжатым воздухом.

Эрлифты. Сжатый воздух (газ) нагнетателем (компрессором, воздуходувкой) 1 (рис.10) подается по воздухопроводу 2 в смеситель 3, погруженный в воду на глубину h. Поток сжатого воздуха под давлением, определяемым глубиной погружения, поступает из смесителя в подъемную трубку 5. При скоростях выше критических он увлекает воду и твердое, поднимет их на высоту Н. Смесь поступает в отвод 6. Здесь из потока отделяется воздух, поступающий в атмосферу, а вода и твердое отводятся в приемное устройство. Подвод 4 выполнен так, что дозирование твердого осуществляется автоматически, чем обеспечивается оптимальная концентрация его в потоке.

Задачей машины (генератора энергии в потоке) является перемещение текучего по всей внешней сети, которое выражается в повышении энергии расходуемой на увеличение скорости потока, преодоление противодавления и аэрогидравлических сопротивлений.

Пусть по трубопроводу необходимо перемещать жидкость с уровня ZА на уровень ZБ (рис.11). Жидкость под действием внешних сил движется в верхний бассейн, имеющий давление выше атмосферного, с увеличением кинетической энергии, преодолевая сопротивление движению.

потока бесконечно малой величины dS с площадью сечения F, находящийся с двух сторон под разными давлениями.

работа при перемещении жидкости на бесконечно малом пути dS [6]:

dL = FdSdP + FdSgdHг + FdSgd(c2/2g) + dHтр, Рис.11. Определение работы, затраченной где – плотность жидкости; dP – приращение давления; Hтр – работа сил сопротивления на участке пути движения жидкости;

с – скорость потока.

Разделив выражение (1) на вес элемента, получим элементарную удельную работу Взяв интеграл выражения (2), в границах рассматриваемого участка движения потока получим удельную весовую работу по перемещению единицы веса текучего, измеряемую в метрах и называемую напором, Для установившегося движения при транспортировании несжимаемых текучих получим где Pк и Pн – конечное и начальное давление; Нг – геометрическая высота подачи; ск и сн – скорость в конце и в начале трубопровода; Нтр – потери напора на трение.

Если работу отнести к единице объема, умножив все члены уравнения (3) на g, получим затраченную удельную объемную работу, называемую давлением (Н/м2).

Для внесения в поток текучего энергии в трубопровод следует включить машину между сечениями В и Д, тогда трубопровод делится на всасывающий и нагнетательный.

Уравнение удельной весовой работы для всасывающего трубопровода, где работа от машины еще не вносится, будет иметь вид:

где св и Рв – скорость и давление перед входом в машину.

Для идеальной жидкости (Нтр)вс = 0 и Нвс = ZБ – ZA, тогда из выражения (5) получим известное уравнение Д.Бернулли:

Отсюда видно, что подъем жидкости во всасывающем трубопроводе возможен только при отрицательной разности давлений Рв – Рн 0, т.е. при вакууме перед машиной.

Работа L1 положительна, когда в поток текучего вносится энергия с помощью машин (вентиляторы, насосы, компрессоры) и работа L1 будет отрицательной, когда машина получает энергию от потока (пневмо- и гидродвигатели, перфораторы и др).

1.4. Характеристика внешней сети установки Установкой называется совокупность внешней сети и работающих на нее машин. Внешняя сеть – это совокупность труб или горных выработок, по которым движется текучая среда под действием машины.

Зависимость между расходом внешней сети и напором, действующим на ее концах, называется напорной характеристикой внешней сети.

В формуле (4) для удельной весовой полезной работы составляющая Нтр (работа на преодоление аэрогидродинамических сопротивлений по длине трубопровода и местах сопротивлений) определяется по известной из курса гидравлики формуле где i – коэффициент аэрогидродинамических сопротивлений; Ui, Fi, li – периметр, площадь сечения и длина трубопровода; i – коэффициент местных сопротивлений; все члены в скобках для конкретного трубопровода величины постоянные; сi = Qi / Fi ; Qi – расход текучего.

Получим постоянную данного трубопровода Таким образом, потери на преодоление сопротивления движению потока в трубопроводе можно записать в виде уравнения которое представляет собой математическое выражение характеристики трубопровода.

Введя теперь характеристику трубопровода (9) в уравнение (4) и учитывая, что в шахтных водоотливных установках всасывание происходит при атмосферном давлении (Pн /g + сн /2g = Pa /g), а вода, поднятая на высоту Нг, свободно выбрасывается в атмосферу (Рк = Ра), получим выражение для характеристики внешней сети водоотливной установки или, окончательно объединив два последних члена уравнения, получим Рис.12. Характеристики внешней сети водоотливной установки шахтной вентиляционной сети, выраженной через удельную объемную работу, На рис.13 приведены характеристики вентиляционной сети при разных сопротивлениях трубопровода.

Характеристика внешней сети пневматической уста- Рис.13. Характеристики внешней новки представляется несколько сети вентиляторной установки иначе: с учетом сжимаемости транспортируемого воздуха и с учетом потребителей сжатого воздуха.

На рис.14 показана характеристика внешней сети пневматической установки в координатах давления (на выходе из компрессора) и количество свободного воздуха. Она представляет собой сложную кривую как совокупность ха- Рис.14. Характеристика внешней рактеристик потребителей и сети пневматической установки потерь давления при движении сжатого воздуха по трубопроводам.

Рассмотренные характеристики следует считать теоретическими, так как они получены в предположении герметичности трубопроводов.

1. Каковы основные элементы шахтных вентиляторных, водоотливных и пневматических установок [3,6]?

2. Перечислите гидравлические схемы объемных, лопастных и струйных нагнетателей и эргазлифтов [3,6].

3. Что такое удельная элементарная массовая работа при перемещении жидкости [6]?

4. Что такое удельная элементарная объемная работа при перемещении жидкости [6]?

5. Дайте определение характеристики внешней сети [6].

6. Что из себя представляет характеристика внешней сети для водоотливной, вентиляторной и пневматической установок [1,4]?

2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ

ЛОПАСТНЫХ МАШИН

2.1. Физические основы рабочего процесса Силовое взаимодействие лопаток рабочего колеса с потоком текучего (передача энергии от лопаток потоку) является основой работы машины. Современная теория такого взаимодействия создана Н.Е.Жуковским [3].

Если в потоке выделить контур l (рис.15, а), а на нем элементарный участок dl, скорость в центре которого равна, то циркуляция скорости по контуру равна где l = cos – проекция вектора скорости на касательную к контуру.

Простейший пример циркуляции – движение вязкой жидкости вокруг вращающегося в ней вала. Частицы жидкости движутся по концентрическим окружностям с постоянной на данном радиусе скоростью.

Пренебрегая рассеиванием, энергия циркуляции не зависит от контура, по которому определяется. Таким образом, циркуляция по контуру с радиусами r и R соответственно составит Так как по определению Гr = ГR, то т.е. скорость жидкости с удалением от ротора стремится к нулю.

Для циркуляции справедлива зависимость закона Д.Бернулли где z – расстояние по вертикали до плоскости сравнения.

Отсюда видно, что с ростом скорости давление снижается;

так как давление есть величена конечная, то существует предел роста скорости. Рассмотрим картину в горизонтальной плоскости, где z = 0. Здесь при r = в соответствии с (13) = 0, а Р = Ратм и тогда справедливо выражение Если контур не охватывает ни вихря, ни ротора, то циркуляция по нему равна нулю.

Циркуляция по контуру, охватывающему несколько вихрей или роторов, равна сумме циркуляций.

Пусть имеются два вращающихся ротора (рис.15, б), циркуляции вокруг которых Г1 и Г2 и надо найти ГАДСВА. Соединим А и С произвольной линией. Тогда Г1 = ГАДС + ГСА и Г2 = Г СВА + ГАС, отсюда ГАДС = Г1 – ГСА и ГСВА = Г2 – ГАС, так как ГСА – ГАС, то ГАДСВА = ГАДС + ГСВА = Г1 + Г2.

Рабочие колеса лопастных машин представляют собой решетку, состоящую из лопаток обычно крыловидного профиля.

Крыло – хорошо обтекаемое тело конечной длины, имеющее закругленную переднюю и острую заднюю кромки. Одна сторона выпуклая, другая плоская или слабо вогнутая.

Пусть скорость плоскопараллельного потока жидкости, обтекающего крыло (рис.16), на бесконечном удалении равна. Набегающий поток в точке А делится на две части и при отсутствии срывов, пройдя над и под крылом, сольется в точке В, что возможно только при скорости в точке С больше скорости в точке Д, так как кривизна поверхности АСВ больше АДВ. Подобная картина будет наблюдаться при наложении на плоскопараллельный поток циркуляционного и зависимости (14), поэтому снизу на крыло будет действовать давление большее, чем сверху, а их разность образует подъемную силу.

Впервые теорема о подъемной силе крыла была доказана Рис.16. Обтекание плоскопараллельным потоком крылового профиля Н.Е.Жуковским. При обтекании крыла идеальной жидкостью подъемная сила равна произведению плотности жидкости, скорости невозмущенного потока, длины профиля и циркуляции скорости по контуру и направлена перпендикулярно к вектору.

Подъемную силу аналитически вычислить достаточно трудно вследствие отсутствия данных для расчета циркуляции Г, так как при обтекании реальной вязкой жидкостью вектор подъемной силы не перпендикулярен вследствие появления силы лобового сопротивления Rх (рис.16).

Значения составляющих реальной подъемной силы определяются экспериментально продувкой крыльев в аэродинамических трубах.

Обработка опытных данных производится по формулам:

где Cy и Cx – коэффициенты подъемной силы и силы лобового сопротивления, полученные в функции угла атаки ; bl – площадь крыла атаки; 2/2 – гидродинамическое давление.

2.2. Основные параметры и зависимости теоретических Под теоретической понимается машина, рассеивание энергии которой отсутствует. Подача, напор, давление лопастных машин в решающей степени зависят от изменения жидкости в рабочем колесе. Будем рассматривать установившееся движение. Для идеальной машины рабочее колесо имеет бесконечное число лопаток, а движение потока между ними считается ламинарным. Каждая частица потока имеет два направления движения: вместе с вращением колеса по касательной к мгновенному радиусу и относительно лопатки от центра к периферии. Мгновенные скорости называются окружными (переносными) – U и относительными – W, и выходной кромках рабочего колеса ловая скорость).

и при большем числе лопаток имеют направление близкое к касательной к ним (рис.17). На рис.17 СU1, CU2 – проекции абсолютных скоростей на окружные; Сr1, Cr2 – составляющие абсолютных скоростей на радиальные направления; 1, 2 – углы между векторами абсолютных и окружных скоростей; 1, 2 – углы между направлениями относительных и продолжениями окружных скоростей. Конструкции современных центробежных насосов выполнены таким образом, что проекция СU1 = 0, т.е.

имеет место радиальный вход потока на рабочее колесо за счет установки направляющего аппарата.

Теоретическая подача – количество жидкости, перемещаемое в единицу времени без учета утечек, или расход через любое сечение потока. Контрольным принимается сечение на выходе из колеса. Для радиальной машины это сечение равно площади боковой поверхности цилиндра за вычетом площади сечения выходных кромок лопаток где D2 – диаметр колеса; b2 – его ширина; l – длина косого среза лопатки; z' – число лопаток.

Если площадь контрольного сечения умножить на нормальную к нему составляющую скорости Сr2, то получим теоретический расход где K с 1 lz / D2 – коэффициент стеснения потока лопатками.

Для осевой машины сечение на выходе из рабочего колеса где D – внешний диаметр колеса; d – диаметр втулки.

Выходные кромки делаются острыми и поэтому не стесняют поток. Скорость в данном сечении может быть получена из плана скоростей на рис.18 (Са – проекция абсолютной скорости на нормаль к сечению колеса). Отсюда В теоретической машине вся энергия, подводимая к валу, передается потоку.

Мощность, подводимая к колесу от двигателя, N = M, где М – момент вращения; – угловая скорость колеса.

Мощность потока Nn = Pт Qт, где Рт – теоретическое давление машины. Так как в теоретической машине N = Nп, Выделим на рабочем колесе кольцевой элемент радиусом r (рис.18, а), расход через выделенный элемент составит а мощность, передаваемая потоку будет равна N = M, тогда При обтекании единичного профиля потоком идеальной жидкости на него действует подъемная сила Ry,направленная перпендикулярно к вектору скорости, относительной к крылу (рис.18, б).

В нашем случае относительный поток на выходе крыла имеет значение W1, а на выходе W2 (рис.18, б). Подъемная сила (по Н.Е.Жуковскому и С.А.Чаплыгину) может быть найдена по формуле (15), только в качестве скорости представляется геометрическая полусумма Wm cкоростей W1 и W2.

На рис.18, в совмещены треугольники скоростей на входе и выходе из рабочего колеса (скорость направлена по оси, т.е.

С1 = Са).

В выражении (20) элементарный момент где RU – проекция подъемной силы на направление вращения;

z – число лопаток.

Так как RU = Rysinm, то, заменив Ry выражением (15), с учетом l = r, получим где Гл – циркуляция вокруг лопатки.

Учитывая, что Wmsinm = Ca, а Г = zГл (для z лопаток) из (21) получим и подставив в (20), найдем Для определения циркуляции Г выделим на рис.18, б контур АВСДА, охватывающий циркуляционные потоки, создаваемые всеми лопатками.

одна линия (линия разреза колеса), поэтому ГВС = –ГДА. Тогда циркуляция на входе в рабочее колесо Г1 = ГАВ = 2rCU1, а в потоке за колесом Г2 = ГСД = 2rCU2. Знак () следует из того, что поток на входе в рабочее колесо может быть закручен по направлению вращения или против, т.е. СU1 больше или меньше нуля. Таким образом Подставив (24) в (23) с учетом r U, получим Для перехода к напору разделим (25) на g, тогда Сущность рабочего процесса лопастной машины состоит в передаче энергии потоку при силовом воздействии лопаток на поток с закручиванием потока.

машины характерны аналогичные процессы возникновения циркуляции вокруг лопаток. Накладываясь на основной (транзитный) поток Рис.19. Схема циркуляции разницу давлений в межлопав центробежном колесе этого и происходит передача энергии.

Условно разрежем колесо сечением I–I (рис.19) и разогнем его так, чтобы образовался зазор с контуром АВСДА, который охватит все лопатки. Циркуляция, создаваемая колесом, Г = ГАВСДА = ГАВ + + ГВС + ГСД + ГДА. Так как ГВС = = –ГДА;

ГАВ = 2RCU2 и ГСД = = 2rCU1, то Г = 2(RCU2 rCU1), получим где U2 = R и U1 = r.

Разделив уравнение (27) на g, получим выражение для напора Это выражение было впервые получено Л.Эйлером и называется основным уравнением турбомашины.

Вывод теоретической характеристики лопастной машины. Предпосылкой, из которой исходил Л.Эйлер, послужило предположение о бесконечном числе лопаток колеса, поток между которыми носит струйный характер и повторяет форму лопаток. В результате уравнение (28) было получено в виде Обратимся к рис.17. При использовании направляющего аппарата на входе в колесо скорость закручивания потока сил может оказаться равной нулю, тогда а коэффициент циркуляции для различных конструкций колес Kц = 0,7-0,9 [3].

При радиальном входе потока на рабочее колесо (CU1 = 0) напор Нт определяется по формуле (30). Выразим скорость CU2 через подачу Qт (рис.20):

где 2 – угол выхода лопаток из рабочего колеса.

Из выражения (18) имеем Сr2 = Qт /(KсD2b2). Использовав зависимость (30), получим Так как Нт = KцНт, то получим окончательно уравнение напорной характеристики теоретической лопастной машины:

Отсюда видно, что при Kc = const и U2 = const зависимость Hт = f(Qт ) будет линейной. Начальная ордината этой зависимости есть напор при Qт = 0.

Если U2 = D2n/60 (где n –частота вращения колеса, об/мин), то т.е. Нт = А – ВQт.

Рабочие колеса центробежных машин в зависимости от угла выхода лопаток 2 могут быть разделены на три группы:

колеса с лопатками, загнутыми назад – (рис.20, б); колеса с радиальными лопатками – = (рис.20, в); колеса с лопатками, загнутыми вперед – (рис.20, г).

При с ростом подачи напор снижается; при = он не зависит от подачи, а при напор растет (рис.20, д).

где 2 – угол притекания на выходе из рабочего колеса.

Так как у осевых машин всегда, то напор с ростом подачи снижается.

2.3. Индивидуальные характеристики лопастных машин В реальной машине в отличие от теоретической имеются потери энергии (гидравлические, объемные и механические).

Построенная с учетом потерь графическая зависимость напора, мощности и КПД от подачи при постоянных частоте вращения, вязкости и плотности жидкости на подводе называется действительной индивидуальной характеристикой турбомашины.

Потери напора от трения жидкости о стенки проточной части, завихрений потока и при отрыве потока от изменения величины или направления его скорости оказывают решающее влияние на напорную характеристику.

Рис.21. Картина скорости при входе в колесо для определения потерь энергии на удар гидравлический радиус канала; – средняя скорость в потоке.

где S – площадь сечения трубопровода.

Потери на вихреобразование и удар наблюдаются в потоке на входе и выходе из колеса при уменьшении или увеличении производительности машины от номинального значения.

Так как вокруг лопасти образуется циркуляция, а ее скорость может оказаться больше транзитной скорости потока, то происходит обратное движение и отрыв потока с вихреобразованием и потерями напора вх.

На рис.21 показана картина скорости при входе в колесо, характеризующая потери напора на удар. Если при постоянной скорости вращения расход отличается от номинального, т.е.

Сr1 (Cr1)ном или Сr1 (Cr1)ном, то при вступлении текучего на кромку лопатки абсолютная скорость внезапно отклонится от радиального направления и превратится в абсолютную скорость С '. Это сопровождается ударом потока о внутреннюю или внешнюю кромку лопатки и потерями напора уд.

Таким образом, напор реальной турбомашины может быть описан уравнением Отношение реального напора к теоретическому представляет собой гидравлический КПД г = Н/Нт.

Кроме рассмотренных выше, имеется ряд других потерь: потери энергии на трение дисков колеса о жидкость или газ; потери на утечки вне машины и перетечки внутри машины;

механические потери на трение в подшипниках и в сальниковых уплотнениях.

Эксплуатационный КПД турбомашины равен где г, диск, о, мех – гидравлический, дисковый, объемный и механический КПД.

В действительной машине практически невозможно разделить перечисленные потери из-за сложной взаимосвязи и влияния различных факторов друг на друга.

Действительные величины напора и производительности отличаются от расчетных, поэтому расчетные индивидуальные характеристики строят только для отыскания решения принципиальных вопросов при создании новых конструкций турбомашин и для предварительной оценки их аэрогидродинамических качеств.

Рис.22. Действительная индивидуальная характеристика При выборе машины для заданных условий работы и решении практических задач пользуются эксплуатационными индивидуальными характеристиками, полученными опытным путем при испытаниях турбомашин на специальных заводских стендах или непосредственно на предприятии. На рис.22 показан примерный вид таких характеристик шахтного центробежного вентилятора по полному и статическому КПД.

Действительные индивидуальные характеристики турбомашин изменяются со временем, что вызвано износом деталей машин. Некоторые характеристики при износе изменяются примерно также, как при уменьшении скорости вращения рабочего вала и получаются только опытным путем.

При эксплуатации всех машин необходимы периодические испытания с целью определения их действительных характеристик.

В связи со сложностью процессов, происходящих в турбомашинах, при их эксплуатации и проектировании широко применяются методы подобия. Это позволяет при создании новых машин использовать опытные данные, полученные при исследовании аналогичных машин или на модели с меньшими параметрами, т.е моделировать создаваемую турбомашину.

Подобными называются турбомашины, в которых соблюдается геометрическое, кинематическое и динамическое подобие.

Геометрическое подобие – равенство углов и постоянство отношений сходственных линейных размеров элементов конструкций подобных машин (натурной и модельной) [4].

Коэффициент геометрического подобия Кинематическое подобие – постоянство отношений скоростей в потоках текучего, т. е. подобие треугольников скоростей (рис.23).

Коэффициент кинематического подобия Динамическое (силовое) подобие – постоянство отношеРис.23. Планы скоростей в подобных турбомашинах ний сил инерций, сил трения и тяжести в потоках текучего, достаточным условием которого является равенство чисел Рейнольдса натуры и модели где С, D – скорость потока и линейный размер рабочего колеса;

– кинематический коэффициент вязкости жидкости.

Число Рейнольдса характеризует отношение сил инерции к силам вязкости (влияние вязкости на движение потока). С увеличением числа Рейнольдса уменьшается влияние сил вязкости. При Re 10 6 режим движения жидкости называется автомодельным, при котором вязкость не оказывает влияние на характер движения, напор, КПД и другие параметры потока. Такой режим работы характерен для рудничных турбомашин. В этом случае потоки заведомо турбулентны и силы инерции значительно превосходят силы трения. Потери не зависят от числа Re и подобие не нарушается. Для подобия турбомашины достаточно соблюсти геометрическое и кинематическое подобие потоков.

Турбомашины с геометрически подобной проточной частью называются серией или типом турбомашин.

Уравнения подобия определяют зависимость между подачами, напорами и мощностями подобных машин и зависимость между этими параметрами для одной турбомашины от частоты вращения и размеров рабочих колес.

Из рис.23 справедливо отношение Выразив Cr2 из (19) и учитывая (37), получим при одинаковых КПД Для геометрически подобных турбомашин на основании уравнения (28), полагая СU1 = 0, находим Используя выражения (40) и (41), получим уравнение для мощности Уравнения (40)-(42) – приближенные и справедливы с точностью до изменения объемных, гидравлических и механических КПД сравниваемых машин.

Для одного рабочего колеса D2 = const и уравнения (40)имеют вид Эти соотношения называются законами пропорциональности или законами эксплуатации турбомашин. Пользуясь законами пропорциональности, можно производить перерасчет индивидуальных характеристик на любую частоту вращения рабочего колеса.

В турбомашиностроении принята классификация типов геометрически подобных турбомашин по удельной частоте вращения ns, под которой понимают частоту вращения воображаемой модельной машины, обеспечивающей определенные условные значения подачи Qs и напора Нs в оптимальном режиме (при максимальном КПД).

В соответствии с уравнениями (40) и (41) где Ds – внешний диаметр рабочего колеса модельной турбомашины.

Исключив D/Ds, получим В качестве модельной машины для насосов условно был принят насос, который при полезной мощности 0,736 кВт обеспечивал напор Нs = 1 м, что соответствует подаче Qs = 0,075 м /с. При этом С1 = 3,65.

Для вентиляторов по рекомендации ЦАГИ были приняты Qs = 1 м3/с и Рs = 300 Па, при которых С1 = 1.

Частота ns является одним из критериев подобия турбомашин и связывает режимные параметры: подачу, напор, частоту вращения с геометрическими размерами рабочего колеса и определяют конструкцию машины. Так, увеличение ns ведет к уменьшению отношения наружного и внутреннего диаметров колеса.

Из формулы (38) видно, что турбомашины с большими значениями ns, при тех же n и Q будут развивать меньшие напор и давление, а при равных H и n, но большем ns турбомашина будет обладать большей подачей Q.

Числовое значение ns одинаково для всех геометрически подобных машин, работающих на подобных режимах. Поэтому ns используют как характеристику типа турбомашин для классификации серий подобных турбомашин.

Для классификации турбомашин используют также коэффициент быстроходности Серия подобных турбомашин может характеризоваться безразмерными параметрами и типовыми (безразмерными) характеристиками.

Воспользуемся уравнением (31), обозначим = b2 /D2 и разделим уравнение на U 2 :

Введем обозначение т = 1–В, где т – безразмерный полный напор или коэффициент напора; – безразмерная подача или коэффициент расхода; для серии подобных турбомашин и 2 величины постоянные и, следовательно, B = const.

Коэффициенты т и вытекают из геометрического и кинематического подобия, являются безразмерными и одинаковыми параметрами серии турбомашин, а значит и критериями их подобия. Таким образом, т зависит только от одного параметра.

были введены безразмерные параметры и для реальных турбомашин – отвлеченные напор H и подача Q :

Тогда безразмерное давление, мощность и КПД будут иметь вид:

По зависимостям между безразмерными параметрами строятся действительные типовые характеристики турбомашин.

Основные преимущества типовых характеристик в том, что каждый тип турбомашин имеет только одну характеристику, не зависящую от геометрических размеров, частоты вращения и плотности текучего.

С изменением частоты вращения рабочего колеса точки напорной характеристики (параметры режимов) подчиняются зависимостям (48) и являются сходственными, а кривые, соединяющие их, называются кривыми пропорциональности. Уравнения этих кривых получаются из уравнений (48) исключением частоРис.25. Универсальная характеристика ты вращения n. Критурбомашины вая пропорциональности напоров имеет вид:

Зависимости (48) справедливы при постоянстве значений КПД на сходственных режимах, но при изменении частоты вращения в относительно узких пределах, так как механические потери в сальниках и подшипниках почти не зависят от частоты вращения. С уменьшением частоты вращения мощность лопастной машины уменьшается практически пропорционально n3, поэтому доля механических потерь при значительном уменьшении частоты вращения резко возрастает.

Экспериментально полученные зависимости Н = f (Q) и = F(Q) для различных частот получили название универсальных характеристик турбомашины (рис.25). Кроме зависимостей Н = f(Q), при различных частотах вращения нанесены линии одинаковых КПД. Такие характеристики дают полное представление о связи параметров H, Q, и n.

1. Сделайте вывод формулы для теоретического напора Hт лопастной машины [6].

2. Что понимается под теоретической подачей Qт лопастной машины [3]?

3. Как влияет угол наклона лопаток 2 на выходе из рабочего колеса на теоретический напор [3]?

4. Объясните природу потерь напора в машине. Как они влияют на напорную характеристику [3,6]?

5. Как влияют на напорную характеристику машины утечки жидкости [3,6]?

6. Начертите индивидуальную характеристику радиальной машины [6].

7. Приведите выражения и объясните сущность критериев подобия лопастных машин [3,4].

8. Что понимается под безразмерными характеристиками лопастных машин? Приведите зависимости для коэффициентов давления, подачи и мощности [4].

9. Что понимается под удельной частотой вращения лопастной машины? Сделайте вывод формулы для ее определения [3,4].

10. Что понимается под универсальными характеристиками турбомашины [4]?

3. РАБОТА ТУРБОМАШИН НА ВНЕШНЮЮ СЕТЬ

Из напорной характеристики турбомашины видно, что напор и производительность не могут быть произвольно заданы независимо друг от друга. При заданной скорости вращения рабочего колеса эти величины регламентируются индивидуальной характеристикой, из которой видно, какую удельную полезную работу (напор) машина способна обеспечить при определенной величине производительности.

С другой стороны, характеристика внешней сети при данном сопротивлении показывает, какая удельная работа (напор) требуется для транспортирования того или другого количества текучего. Очевидно, характеристика турбомашины и характеристика внешней сети связаны между собой.

3.1. Эксплуатационные режимы турбомашин Имея действительную индивидуальную характеристику турбомашины (полученную опытным путем), нетрудно построить в этих же координатных осях характеристику внешней сети в том же масштабе.

Параметры рабочего режима определяются точкой а1 пересечения индивидуальной характеристики машины 1 (рис.26) ( в координатах р-Q – для вентиляторов и H-Q – для насосов) и характеристики внешней сети I.

При изменении характеристики внешней сети (например, при увеличении сопротивления сети – характеристика II) рабочий режим переместится в точку а2. Если характеристики не пересекаются, то машина не имеет рабочего режима (например, при работе центробежного насоса, максимальный напор которого меньше геодезической высоты Нг). При этом насос не сможет поднять воду на геодезическую высоту. Поэтому при выборе насосов необходимо, чтобы его напор был больше геодезической высоты.

Устойчивость работы турбомашины – важное условие ее нормальной эксплуатации. Изменение режимов работы возникает при изменении сопротивления сети или частоты вращения турбомашины, что выводит систему из равновесия.

Из рис.26 видно, что при монотонно падающей индивидуальной характеристике турбомашины всегда получается одна точка пересечения с характеристикой внешней сети и будет обеспечен устойчивый ра6очий режим установки.

Условием обеспечения устойчивого режима является выполнение неравенства [4]:

Рис.26. К определению рабочего режима вентилятора (а) и насоса (б) где Hc и H – соответственно напор, необходимый для перемещения жидкости в сети и создаваемый турбомашиной; Qc и Q – расход жидкости в сети и подача машины.

В случае, если характеристика турбомашины имеет две и более точек пересечения с характеристикой сети (рис.27), то ее режим работы может быть неустойчивым, ибо под влиянием каких-либо мгновенных колебаний параметров установки режим работы может переходить из точки а в точку в или в точку б.

Таким образом, в системе «машина – сеть» при наличии неустойчивой ветви а-б-в (рис.27, а) и с-с1 (рис.27, б) возникают сопровождающаяся резкими, толчкообразными периодическими гидравлическим ударам в сети). Помпаж вызывает повышенные напряжения в элементах насоса, вибрации рабочих лопастей и ротора и ускоряет выход оборудования из строя.

помпажа может возникнуть не только в насосах, но и в других турбомашинах (вентиляторах, компрессорах), работающих на внешнюю сеть при наличии неустойчивого участка характеристики турбомашины. Неустойчивым участком характеристики является та ее б часть, где восходящий участок характеристики машины проходит круче характеристики сети, т.е. не выполняется условие (52).

центробежные вентиляторы обладают плавно изменяющимися характеристиками, работают на шахтную сеть без и экономичного режима работы турбомагеодезической высо- шины: характеристики турбомашины ты и всегда имеют и внешней сети пересекающиеся в трех (а) осевые вентиляторы могут иметь неустойчивые режимы работы при наличии впадин и разрывов в их напорных характеристиках (рис.27, а).

Кроме устойчивости, к рабочим режимам лопастных машин предъявляется требование экономичности, которая оценивается КПД. С изменением подачи турбомашины ее КПД может принимать значения от нуля до max. Экономичными считаются режимы, при которых min.

В теории лопастных машин используются два метода определения min. В первом методе min = (0,840,85) max, во втором задаются конкретным его значением с учетом уровня развития турбомашиностроения. В настоящее время для вентиляторов главного проветривания принято min = 0,6 [4].

Участок характеристики лопастной машины, режимы которого удовлетворяют условиям экономичности и устойчивости, называется рабочей частью. Для центробежных насосов и вентиляторов рабочая часть характеристики определяется только условиями экономичности.

Для осевых вентиляторов часть экономичных режимов оказывается неустойчивой. На аэродинамической характеристике осевого вентилятора (кривая 1, рис.27, а) экономичные режимы расположены между точками в и с, что обусловлено кривой КПД – 2. Однако устойчивыми являются режимы правее точки а на кривой 1, поэтому рабочей частью аэродинамической характеристики вентилятора будет участок а-с.

При эксплуатации турбомашин возникает необходимость изменения режима работы для изменения производительности или поддержания ее постоянной величиной.

Все способы регулирования сводятся к изменению напорных характеристик машин и сети, во-первых, изменением характеристики внешней сети, т.е. искусственным увеличением сопротивления трубопроводов или изменением числа и характеристик потребителей текучего, во-вторых, изменением характеристики машины, что достигается регулированием скорости вращения вала, поворотом и числом лопастей рабочего колеса, поворотом лопаток на направляющем аппарате перед колесом, уменьшением внешнего диаметра рабочего колеса машины (с помощью объемных закрылков небольшой длины, закрепленных на выходных кромках лопаток, путем подрезки концов лопаток рабочих колес у насосов, путем замены рабочего колеса вентилятора геометрически подобным другого диаметра), изменением площади активной части живого сечения рабочего колеса (изменением ширины рабочего колеса, перемещением входного патрубка, заглушкой межлопаточных каналов колеса) и подсосом воздуха во всасывающей линии насоса.

Качество способов регулирования наиболее полно оценивается приведенными годовыми затратами на эксплуатацию конкретной установки с данным устройством.

3.3. Совместная работа турбомашин Когда давление или подача, создаваемые одной турбоустановкой, недостаточны, переходят к совместной работе нескольких турбомашин на одну сеть. При этом существуют два варианта – параллельная и последовательная работа машин. При параллельной работе текучее от нескольких машин поступает в общую сеть. При последовательной – подача одной машины проходит через другую и получает дополнительную энергию.

Последовательная работа применяется для увеличения давления (напора) во внешней сети. При этом подача машин одинакова, а давление (напор) равен сумме напоров отдельных машин.

Рассмотрим два случая:

1. Машины расположены непосредственно рядом (рис.28, а). Складывая ординаты характеристик 1 и 2, получим суммарную напорную характеристику 1 + 2, пересечение которой с характеристикой внешней сети I дает совместный рабочий режим в точке А. Точки А' и А" – рабочие режимы отдельных машин при совместной работе, а точки А1 и А2 – рабочие режимы при раздельной работе на ту же сеть.

2. Машины расположены друг от друга на расстоянии (рис.28, б). Для получения суммарной напорной характеристики вначале теоретически заменяют турбомашину 1 (находящуюся в точке С с прилегающим к ней трубопроводом СВ) эквивалентной машиной 1' (расположенной в точке В рядом с машиной 2), т.е. приводят турбомашины в общую точку В. Для этого строится характеристика 1' вычитанием из характеристики турбомашины 1 при одних и тех же Q ординаты характеристики 1' трубопровода СВ, т.е. напор, расходуемый на подъем жидкости и преодоление сопротивления трубопровода. Суммарная характеристика получается сложением ординат характеристик 1' и 2.

Точка А пересечения суммарной характеристики машин с характеристикой внешней сети I определяет рабочий режим последовательно работающих турбомашин, а точки А' и A" – рабочие режимы отдельных турбомашин 1 и 2.

Рис.28. Последовательная работа турбомашин при их расположении Рис.29. Параллельная работа турбомашин при их расположении Хорошая эффективность работы при последовательном включении достигается при использовании турбомашин с одинаковыми подачами.

КПД последовательно включенных насосов определяется из выражения где 1 и 2 –КПД машин; N1 и N2 – потребляемая мощность.

Параллельная работа турбомашин применяется для увеличения подачи во внешнюю сеть. При этом напоры одинаковы, а производительности складываются.

Рассмотрим два случая:

1. Машины расположены рядом (рис.29, а). Суммарная характеристика машин определяется сложением абсцисс напорных характеристик 1 и 2 при одинаковых напорах. Пересечение полученной характеристики с характеристикой 1 сети (точка А) определяет рабочий режим совместно работающих машин, а точки А' и А" – рабочие режимы отдельных машин.

Суммарная подача параллельно включенных машин всегда меньше суммы подач тех же машин, работающих отдельно на такие же трубопроводы.

2. Машины расположены на расстоянии (рис.29, б). Для построения суммарной характеристики машины 1 и 2 с прилегающими к ним трубопроводами II и III заменяют эквивалентными машинами 1 и 2. Дальнейшее построение суммарной характеристики производится аналогично, как и для рядом расположенных машин. При этом А – рабочий режим совместно работающих машин, А' и A" – рабочие режимы отдельных эквивалентных машин 1' и 2", A1 и А2 – рабочие режимы реальных машин 1 и 2.

КПД параллельно работающих турбомашин Хорошая эффективность работы при параллельном включении достигается с использованием турбомашин с одинаковыми напорами.

1. Как определяются параметры эксплуатационного, рабочего режима турбомашины при работе на внешнюю сеть [4]?

2. Отчего происходит изменение режимов работы турбомашины? Как обеспечить устойчивость работы турбомашины [4,6]?

3. Объясните причину возникновения помпажа при работе турбомашины [4].

4. Каково условие экономичной эксплуатации турбомашины [4,6]?

5. Какие существуют способы регулирования турбомашин [4,6]?

6. Как определить напор и подачу на данную сеть последовательно или параллельно расположенных в непосредственной близости друг от друга или на расстоянии нескольких лопастных машин [3,4]?

4. ВЕНТИЛЯТОРНЫЕ УСТАНОВКИ

РУДНИКОВ И ШАХТ

4.1. Классификация вентиляторных установок По назначению: а) главные вентиляторные установки располагаются на поверхности у устья герметически закрытых стволов, шурфов, скважин и обеспечивают проветривание всей шахты или ее части (крыла, блока, панели); б) вспомогательные вентиляторные установки располагаются также на поверхности (как исключение – под землей) и проветривают один-два очистных забоя и периодически переносятся по мере смещения работ, а также служат для проветривания обособленных камер и шахт в период строительства; в) вентиляторные установки местного проветривания для вентиляции глухих забоев и подготовительных выработок.

По способу проветривания: а) всасывающие вентиляторы, отсасывая из забоев и горных выработок загазованнный и запыленный воздух, создают разряжение (такой способ должен применяться на шахтах опасных по газу и пыли); б) работающие на нагнетание создают в выработках давление больше атмосферного (такой способ только для негазовых шахт).

По принципу действия: центробежные; осевые.

По числу ступеней: одноступенчатые (центробежные);

многоступенчатые (осевые).

В зависимости от расположения вала: горизонтальные;

вертикальные.

По ГОСТу изготавливают вентиляторы осевые (1000- Па) и центробежные (2500-7100 Па) Преимущества осевых вентиляторов: простой реверс струи (без отводящих каналов), большие возможности для регулирования (лопатки колес и НА), меньшие габариты и масса при больших Q; большой КПД; удобное включение на последовательную работу.

Недостатки осевых вентиляторов: седлообразная форма характеристик (большая зона неустойчивой работы); сильный шум; большой по длине трансмиссионный приводной вал.

Преимущества центробежных вентиляторов: отсутствие недостатков осевых; большие напоры.

Недостатки центробежных вентиляторов: маленькая глубина экономичного регулирования; маленький расход (подача) при больших давлениях.

4.2. Эквивалентное отверстие рудника Эквивалентное отверстие – это условное круглое отверстие в тонкой стенке, расход воздуха через которое при разности давлений, равной депрессии шахты, такой же, как и в шахтной вентиляционной сети. Иными словами, под эквивалентным отверстием шахты (рудника) подразумевается условное отверстие, сопротивление которого равно сопротивлению всей шахты.

Из гидравлики известно, что расход жидкости через тонкое отверстие где – коэффициент сужения струи; A – площадь эквивалентного отверстия, м2; H – разность напоров, м.

Принимая депрессию Рст = gH, коэффициент = 0,65 и плотность воздуха = 1,2 кг/м3, получаем для вентиляционной сети следующие выражения [1]:

Уравнение (57) представляет собой аналитическое выражение характеристики вентиляционной шахтной сети через эквивалентное отверстие.

Для каждой конкретной шахты в пределах относительно небольшого отрезка времени эквивалентное отверстие можно считать постоянным, но оно с течением времени в связи с развитием шахты изменяется. Следовательно, для одной шахты, но в разное время существования характеристики вентиляционной сети будут разные.

4.3. Действительные характеристики Рассмотренные в общей теории уравнения характеристик внешних сетей были получены для герметичных трубопроводов. Однако подземные выработки любого горного предприятия, представляющие собой вентиляционный трубопровод, обязательно имеют неплотности. Основные утечки (при нагнетании) или подсосы (при всасывании) можно разделить на три группы: 1) через обрушения горных выработок, скважины и шурфы; 2) через надшахтное здание вентиляционного ствола и обходные выработки реверсивного устройства; 3) через резервный вентилятор.

Величина утечки при изменении давления у вентилятора определяется характером неплотности. Небольшие неплотности при большой длине каналов могут обусловить изменение утечек прямо пропорционально разности давлений. При больших неплотностях утечки становятся прямо пропорциональны квадрату разности давлений.

Такое разнообразие утечек не позволяет определить их аналитически. Действительную характеристику определяют только опытным путем. Поэтому, с учетом выражения (57) можно написать полуэмпирическую формулу для конкретного трубопровода:

Рис.30. Действительные характеристики сетей вентиляторных установок с учетом по формуле подсосов и естественной тяги где qzг = Pг – давление геодезического столба воздуха; zг – геодезическая высота; а и – плотность воздуха соответственно атмосферного и выходящего из шахты.

Таким образом, характеристика шахтной вентиляционной сети Pc = f(Q) с учетом выражения (58) может быть определена как Отдельно по утечкам:

Графическое суммирование этих характеристик дает действительную характеристику шахтной вентиляционной сети.

В зимнее время, когда плотность выходящего воздуха меньше плотности холодного наружного, в формуле (61) Pест имеет знак (–) и естественная тяга способствует проветриванию шахты. В летнее время наоборот.

Графики действительных характеристик приведены на рис.30. Линия 2 – характеристика герметичной сети при отсутствии естественной тяги, линии 1 и 3 – то же, но с естественной тягой (± Рест). Поскольку естественная тяга не зависит от расхода сети, то линии смещены относительно линии 1 на одинаковые ординаты.

При наличии утечек или подсосов (линия 4) действительные характеристики 1', 2' и 3' смещены относительно линий 1, 2 и 3 герметичных сетей на величину подсосов Qподс.

Для рациональной эксплуатации вентиляторных установок периодически опытным путем определяют действительную характеристику вентиляционной сети.

4.4. Работа и КПД всасывающего вентилятора При работе вентилятора на всасывание используется только часть совершаемой им работы, представляющая собой статическое давление вентилятора. Динамическое давление следует отнести к потерям энергии, так как оно не способствует проветриванию горных выработок.

Напишем формулу работы, которую необходимо затратить в трубопроводе, ограниченном сечениями 1-1 и 2-2 (рис.31) и включающем все выработки вместе с каналами до вентилятора.

Воспользовавшись основным уравнением (4), напишем, как принято для вентилятора (Нг = 0), удельную объемную работу [6]:

Рис.31. К определению работы и КПД всасывающего вентилятора Так как на границах рассматриваемого трубопровода энергия извне не вносится (L1м3 = 0 и Pвх + С 2s = Pа), получим т.е. статическое давление затрачивается на преодоление потерь в трубопроводе (сети) и падение давления от скорости Cs. Потерю давления можно измерить трубкой Пито (рис.31).

Затраченная работа в машине без механических потерь применительно к сечениям 2-2 и 3-3 всасывающего вентилятора с диффузором будет равна [6]:

Величина приращения кинетической энергии во всасывающем вентиляторе остается неиспользованной и относится к потере энергии, а скоростная энергия, измеряемая трубкой Пито, является работой, необходимой для проветривания шахты.

В этом случае гидравлический статический КПД где Рдиф – потери энергии на преодоление аэродинамических сопротивлений от трения потока о стенки диффузора и на образование вихревого движения и обратных потоков воздуха внутри диффузора; Рмаш – аэродинамические сопротивления в машине.

Отсюда видна очевидность снижения скорости Сдиф с помощью диффузора. Обычно его площадь на выходе Fдиф = (1,54)Fвых.вент, а длина lдиф = (12)Dвент.

Следовательно, с эксплуатационной точки зрения роль диффузора у всасывающего вентилятора заключается в повышении статического КПД, т.е. для снижения потерь энергии у вентилятора, работающего на всасывании, следует уменьшить кинетическую энергию потока на выходе из диффузора и приращение скоростного давления внутри вентилятора, Статический КПД позволяет оценить вентилятор со стороны создаваемого им Рст. Для разных типов вентиляторов в зависимости от 2 различно и отношение между ст и полн. Примерно ст меньше полн на 20-30 %, поэтому для всасывания вентилятором рабочий режим определяют по характеристике статического давления (динамическое давление теряется на выходе).

4.5. Работа и КПД нагнетательного вентилятора На рис.32 показана схема нагнетательной вентиляторной установки, где имеются обозначения скоростей и статических давлений. Вычислим работу в трубопроводе, необходимую для транспортирования воздуха.

Рис.32. Схема к определению работы и КПД Исходя из закона сохранения энергии на преодоление сопротивлений движению воздуха между сечениями 2-2 и 3-3 и на создание кинетической энергии на выходе из ствола:

Затраченная работа машины применительно к сечениям 1-1 и 2-2:

где P – избыточное действительное давление или полезная работа нагнетательного вентилятора; Рмаш – потери энергии на преодоление всех видов сопротивления внутри машины.

Из уравнения (67) видно, что полезная работа состоит из двух слагаемых:

приращение статического давления приращение динамического (скоростного) давления Следовательно, в нагнетательном вентиляторе скоростное давление на выходе из машины C d ( / 2 ) представляет собой полезную работу, способствующую проветриванию рудника.

Обычно выходное сечение вентилятора значительно меньше сечения соединительного канала, поэтому для уменьшения потерь на удар при внезапном снижении скорости у нагнетательных вентиляторов также необходимы диффузоры.

Гидравлический КПД нагнетательного вентилятора Мощность на валу всасывающего вентилятора выражают через статическое давление и статический КПД:

где Рст – статическое давление вентилятора, Н/м2; Q – производительность вентилятора, м3/с;ст – статический КПД с учетом всех потерь, ст = гст 0 диск мех.

Для нагнетательного вентилятора мощность выражается через полное давление и полный КПД:

где = гполндискмех.

Из формул (69) и (70) видно, что мощность на валу вентилятора и по статическому и по полному КПД будет одинаковой. Различна только полезная работа машины в зависимости от места подключения вентилятора к трубопроводу.

4.7. Схемы вентиляторных установок Шахтная вентиляторная установка состоит из рабочего и резервного вентиляторов с входными и выходными элементами, диффузорами и глушителями шума и вспомогательными устройствами для переключения и реверсирования струи воздуха, а также элементов привода и автоматизации. В соответствии с правилами безопасности воздух при поступлении в выработки должен быть чистым. Должны быть предусмотрены меры для предотвращения обмерзания проточной части вентилятора, ляд, каналов.

(рис.33, а). При работе вентилятора 1 в режиме всасывания воздух из шахты выбрасывается через диффузор в атмосферу.

В соответствии с правилами безопасности схемы вентиляторных установок должны обеспечивать реверс струи воздуха за 10 мин. Это позволяет локализовать очаг пожара в шахте и вывести людей по свежей струе.

Для реверсирования воздушного потока вентилятором 1, лядами 5 и 3 перекрывается соответственно диффузор и общий подводящий канал, а с шахтой соединяется обводной канал.

Свежий воздух при этом забирается из атмосферной. Для работы вентилятора 2 ляда 6 открывает подводящий канал, а ляда опускается, перекрывая канал вентилятора 1. Положение остальных ляд в режиме всасывания и нагнетания аналогично положениям ляд вентилятора 1. Для перемещения ляд служат лебедки с электрическим приводом 8, положение ляд контролируется конечными выключателями 9.

Установки с осевыми вентиляторами (рис.33, б). При работе вентилятора 1 в режиме всасывания воздух поступает из шахты и выбрасывается через диффузор в атмосферу. В случае реверсирования воздушного потока этим вентилятором путем изменения направления вращения приводного электродвигателя все ляды занимают то же самое положение, что и в нормальном режиме. Воздух при этом засасывается через диффузор из атмосферы и нагнетается в шахту. При переходе на проветривание вентилятором 2 ляды переводятся в положения, показанные пунктирными линиями. Ляда 3 занимает всегда верхнее положение и опускается лишь при остановке обоих вентиляторов или при противопожарных мероприятиях, перекрывая общий канал Рис.33. Технологическая схема вентиляторных установок с центробежными вентиляторами типа ВЦ (а) и осевыми вентиляторами типа ВОД (б) от поступления воздуха из шахты или в шахту за счет естественной тяги.

4.8. Проектирование вентиляторных установок При проектировании вентиляторных установок должно быть задано следующее: 1) Qш = QпK – количество подаваемого воздуха, которое рассчитывается по пяти факторам (количество людей, метана, углекислого газа, пыли, вредных газов от взрывных работ) с учетом коэффициента запаса; 2) график изменения депрессии шахты; 3) система проветривания; 4) планы поверхности и горных работ с указанием схемы вентиляции; 5) стоимость электроэнергии.

Рабочая производительность вентилятора где Kп = 1,2 – коэффициент, учитывающий подсосы воздуха через ляды и надшахтное здание.

Расчетное давление вентилятора при работе на всасывание находится из выражения где Pш – депрессия шахты (берется в наиболее трудный период проветривания при минимальном эквивалентном отверстии рудника из графика на рис.34); Рк – потеря давления в вентиляционном канале, – коэффициент гидравлических сопротивлений; Uк, Fк, Lк, – периметр, площадь сечения и длина вентиляционного канала; Cк – скорость движения воздуха ; – плотность воздуха.

Выбор вентилятора проводят по сводному графику рабочих областей (рис.35). На него наносят график зависимости подачи вентилятора Q от депрессии Рш, определенный на период, Рис.34. График депресии и изменения эквивалентного отверстия шахты равный сроку службы вентилятора. Принимается установка, область промышленного использования которой покрывает график P = f(Q) полностью. Если последнему условию удовлетворяет несколько установок, то принимается та, для которой приведенные затраты на сооружение и эксплуатацию будут меньшими.

Выбор вентилятора завершается определением требуемой мощности электродвигателя по фактическим данным производительности, давления и статическому КПД вентилятора:

Мощность двигателя по каталогу берут на 5-10 % больше расчетной с учетом возможного понижения напряжения в шахтной электросети.

Действительные значения Qф, Рст.ф, ст.ф находят графически из сопоставления индивидуальной аэродинамической характеристики вентилятора с действительной характеристикой вентиляционной сети при минимальном эквивалентном отверстии Аmin. Из зависимости Pш.max = Rmax Q2 находим Rmax.

При Аmin справедлива зависимость Pш = Rmax Q. Подставляя в Рис.35. Сводные графики областей промышленного использования шахтных вентиляторных установок главного проветривания:

ВЦД, регулируемых изменением частоты вращения с помощью вентильно-машинного насадка:

эту зависимость разные значения подачи, получаем соответствующие им депрессии и строим характеристику сети.

Приведенные годовые затраты в рублях определяют по формуле где Сэ – среднегодовая стоимость электроэнергии; С1 – стоимость оборудования; Е н – нормативный коэффициент эффективности капитальных вложений; Ав – годовые амортизационные отчисления; Ср – годовые затраты на ремонт; Со, См – расходы на обслуживание и материалы.

Расходы на электроэнергию:

где а1 – тариф за электроэнергию; дв, с – КПД двигателя и сети; Т = Т1 + … + Тп – полный срок эксплуатации установки;

Q1,Р1,1,T1 – производительность, среднее давление, КПД и число лет первого периода эксплуатации;N ном – установленная мощность приводного двигателя; а 2 – годовой тариф за единицу установленной мощности.

Иногда при прочих равных показателях достаточно провести сравнение двух вентиляторов по средневзвешенному во времени КПД из формулы 1. Дайте классификацию шахтных вентиляторных установок [3,4].

2. Перечислите основные преимущества и недостатки шахтных осевых и центробежных вентиляторов [1,3].

3. Чем обусловлена необходимость регулирования вентиляторов главного проветривания [1,3]?

4. Что такое эквивалентное отверстие рудника [1,6]?

5. Как получить действительную характеристику вентиляционных сетей [4,6]?

6. Напишите формулы для определения затраченной работы и полезной работы всасывающего вентилятора [4,6].

7. Как определить статический КПД рудничного всасывающего вентилятора [6]?

8. Назовите функции, выполняемые спиральным корпусом и диффузором вентилятора [1].

9. Запишите формулы для определения работы и КПД нагнетательного вентилятора [6].

10. Как определить мощность вентилятора [4,6]?

11. Для чего проводят испытания вентиляторов [3,6]?

12. Что понимается под вентиляторной установкой [6]?

13. Перечислите основные элементы главной вентиляторной установки [1,4].

14. Перечислите этапы методики выбора вентиляторной установки главного проветривания [1,6].

15. Запишите формулу для определения расхода электроэнергии вентиляторной установки [1,6].

5. ШАХТНЫЕ ВОДООТЛИВНЫЕ УСТАНОВКИ

5.1. Классификация водоотливных установок Водоотливная установка – это комплекс технических средств для осушения горных выработок и выдачи воды на поверхность. В зависимости от назначения водоотливные установки (ВУ) разделяются на центральные, главные, участковые, вспомогательные, перекачные, проходческие и скважинные.

Центральная ВУ служит для откачки воды из нескольких шахт. Главная ВУ – для выдачи на поверхность притока воды всей шахты. Участковые ВУ откачивают с участков в главный водосборник или сразу на поверхность воду из выработок. Вспомогательные ВУ располагаются на участках, уклонах, зумпфах и служат для перекачки воды в водосборник главной или центральной ВУ. При волнистой почве пласта применяются перекачные ВУ для откачки воды из участков в водосборник главной ВУ.

Проходческие ВУ применяются при проходке уклонов, наклонных и вертикальных стволов шахт. Установки для понижения грунтовых вод называются скважинными.

Центральные, главные, вспомогательные и участковые ВУ, как Рис.36. Схема водоотливной правило, размещаются в специальных камерах и являются стационарными.

Водоотливные установки (рис.36) оборудуются в основном центробежными насосами. Установка состоит из насоса 1 с двигателем, всасывающего трубопровода 2 с приемной сеткой и клапаном 4, нагнетательного трубопровода 5 с задвижкой 6 и обратным клапаном 7, трубки 8 с вентилем 9 для заливки насоса водой перед пуском. Давления в трубопроводах 2 и 5 измеряются вакуумметром 10 и манометром 11.

Вертикальное расстояние от уровня воды в колодце до оси насоса называется геодезической (геометрической) высотой всасывания Zвс, а расстояние от оси насоса до сливного трубопровода – геодезической (геометрической) высотой нагнетания Zн. Сумма этих высот есть высота подачи и является полной геодезической высотой водоподъема.

На рудниках применяются различные схемы водоотлива в зависимости от глубины и числа горизонтов, способа и порядРис.37. Схема водоотлива при разработке одного горизонта: а – бесступенчатый водоотлив; б – последовательное соединение насосов при недостаточном напоре одного; в и г – ступенчатые схемы с размещением насосов на разных уровнях Рис.38. Схема водоотлива при разработке двух горизонтов: а – бесступенчатый водоотлив отдельно с каждого горизонта; б, в, г – ступенчатые схемы с перекачкой ка отработки месторождений.


При разработке одного горизонта целесообразна схема бесступенчатого водоотлива, когда вода собирается в водосборник главного водоотлива и насосы откачивают ее на поверхность (рис.37, а). Если напора одного насоса недостаточно, то применяют последовательную работу насосов (рис.37, б) или используют ступенчатые схемы (рис.37, в, г).

При разработке двух и более горизонтов с самостоятельными притоками возможен бесступенчатый водоотлив с каждого горизонта (рис.38, а) или с перекачкой (рис.38, б, в, г) в зависимости от водопритока с отдельных горизонтов. Например, если водоприток верхнего горизонта велик, то рациональна схема, приведенная нарис.38, б. Если велик водоприток нижнего горизонта, то используют схему с перепуском воды с верхнего горизонта на нижний (рис.38, в). Напор воды с верхнего горизонта можно частично использовать (рис.38, г), если воду подводить непосредственно по трубам с горизонта к всасывающему тракту насосов.

Насосы, аппаратура управления и автоматизации ВУ размещаются в специальных горных выработках – насосных камерах (рис. 39). Насосная камера 1 наклонным ходком 8 соединяется с Рис.39. Технологическая схема главного водоотлива (а) и план горных 1 – насосная камера; 2 – водосборник; 3 – всасывающий колодец; 4 – трубный ходок; 5 – ствол; 6 – отстойник шахтных вод; 7 – подземная электроподстанция; 8 – ходок в околоствольный двор; 9 – насосы; 10 – трубопровод околоствольным двором и трубно-кабельным ходком 4 со стволом 5, а с помощью труб с задвижками – с водосборником 2.

Обычно насосная камера располагается на свежей струе в околоствольном дворе и примыкает к подземной подстанции.

Устройство насосной камеры должно обеспечивать безопасную эксплуатацию оборудования, его монтаж и доставку. Для предотвращения затопления насосной камеры пол ее располагается на 0,5 м выше отметки околоствольного двора.

Насосные камеры могут располагаться выше и ниже уровня воды в водосборнике, т.е. насосы имеют положительную или отрицательную высоту всасывания. Во втором случае насосы работают с подпором, что исключает появление кавитации в насосах и необходимость их заливки перед пуском. Однако недостатком погружной камеры является сложность ее герметизации и большие капитальные затраты.

Водосборники – это выработки для сбора воды и ее осветления. По правилам технической эксплуатации их вместимость рассчитывается для главных и участковых установок соответственно на четырех- и двухчасовой приток воды, а для шахт опасных по прорыву вод на восьми- и четырехчасовой приток.

Из водосборника вода поступает в водоприемный колодец, откуда насосами откачивается на поверхность. Загрязнение водосборника не допускается более чем на 30 %. Водосборники очищаются от ила не реже двух раз в год.

При расположении насоса выше уровня откачиваемой воды поступление ее в рабочее колесо происходит за счет значительного разрежения. Наиболее низкое давление будет на задней стенке входной кромки лопасти рабочего колеса в точке А (рис.40, а). Минимальное абсолютное давление Рmin (рис.40, б) можно определить из выражения где Ра – атмосферное давление; Hвс – высота всасывания;

hтр = lрС 2вс /(dвс2g) – потери напора от гидравлических сопротивлений движению; Свс – скорость воды во всасывающем трубопроводе; hл – местные потери напора от удара потока при входе в колесо; hпар – напор, при котором вода данной температуры превращается в пар.

В случае нарушения неравенства (78) на конце задней стенки лопасти с жидкостью образуются мельчайшие пузырьки паров воды, которые, перемещаясь вдоль лопасти, переходят в область с давлением выше hпар, где в центробежных насосах за счет конденсации они мгновенно исчезают, создавая при этом гидравлический удар огромной силы по поверхности лопасти выданной точке с резким повышением местного давления до 1050 МПа. Это явление называется кавитацией и приводит к разрушению поверхности лопастей.

Местные потери давления при входе воды на лопасти колеса имеют весьма сложную зависимость от ряда факторов и на основании исследований проф. С.С.Руднева могут быть определены из выражения где n – частота вращения вала насоса; Q – подача насоса; С – кавитационный коэффициент быстроходности; характеризующий конструкцию колеса, С = 8001000.

Подставив (79) в (78), получим допустимую высоту всасывания При развитии кавитации количество и размеры пузырьков растут – появляется облако пузырьков и в межлопаточном канале образуется полость, которая уменьшает активные сечения потока в канале рабочего колеса, снижая напор насоса и увеличивая потери. Захлопывание пузырьков на поверхности каналов вызывает механическое воздействие на лопатки и диски, приводит к местным выкрашиваниям – эрозии поверхности.

Кавитация сопровождается также вибрацией и шумом.

Увеличение подачи или скорости вращения вала накоса приводит к отрицательной высоте всасывания, поэтому необходимая компенсация недостающей высоты достигается погружением насоса в воду или созданием подпора специальным насосом (бустерный насос включается последовательно с основным во всасывающий трубопровод). Предотвращением кавитации является также снижение скорости воды (увеличивают dвс).

5.5. Осевое усилие в лопастном насосе В центробежных насосах осевое усилие, действующее по оси ротора в сторону входа текучего в машину, неизбежно и может быть очень велико, а его уравновешивание представляет сложную техническую задачу.

Физическая природа осевого усилия понятна из схемы рабочего колеса и эпюры давлений, действующих на обе стороны колеса (рис.41).

При работе центробежного насоса в колесе происходит приращение давления от Р1 перед входом до Р2 после выхода жидкости из него. На колесо действуют осевые усилия от гидростатического давления воды в пространствах между корпусом насоса и дисками (передним и задним) колеса.

Сжимающие силы по кольцу от внешнего диаметра D до диаметра уплотнения переднего диска D1 одинаковы и двигающего усилия не дают (площади этих эпюр перечеркнуты крестообразно).

По кольцу от диаметра D1 до диаметра втулки dв, осевые Рис.41. К определению осевого усилия в насосах силы со стороны заднего диска значительно больше сил со стороны входа воды, создается осевое усилие одной ступени на вал насоса.

Суммарная осевая сила в многоступенчатом центробежном насосе выражается формулой где P1, P2 – давления воды на входе и выходе колеса; Zк– число колес; U2 – линейная скорость на наружной окружности колеса; Rcp = Dcp /2 – средний радиус окружности входного отверстия в колесе; R2 – внешний радиус колеса.

Уравновешивание осевого усилия может быть осуществлено следующими способами: гидравлическим уравновешивающим устройством с разгрузочным диском, применением колес с двусторонним всасыванием или взаимно противоположной установкой обычных колес.

5.6. Действительная характеристика внешней сети и режим работы водоотливной установки Установка главного водоотлива работает обычно на постоянный трубопровод, сопротивление которого в процессе эксплуатации меняется незначительно, а утечки практически отсутствуют. Напор, необходимый для подъема воды, можно вычислить по формуле [6] Здесь второе слагаемое есть потери напора на всасывание, третье слагаемое – потери в нагнетательном трубопроводе, четвертое слагаемое – напор на создание кинетической энергии потока.

Зная, что скорость потока С = QF (Q – расход; F – площадь поперечного сече- Hм ния), можно получить заа имеющую вид квадратичHм ной параболы с начальной внешней сети водоотливной установки. Рис.42. Определение режима работы, Для определения экономической зоны и устойчивости режима работы насосной эксплуатации центробежного насоса установки делают графическое сопоставление характеристик сети и насоса, построенных в одном масштабе. При этом режим работы должен быть единственным (пересечение характеристик в одной точке). На рис. показан нормальный режим работы (в точке а), который должен быть в области экономичной зоны эксплуатации, т.е. при 0,8 max и в области устойчивой части характеристики, т.е.

правее точки А.

При наличии напорной характеристики насоса с максимумом (точка А) возможен случай с двумя режимами работы (a и а 2), т.е. наблюдается неустойчивая работа с гидравлическими ударами (например, при резком изменении подачи от Q1 до Q2).

Если характеристика внешней сети пройдет выше напорной характеристики насоса, то не будет никакого режима работы. Отсюда очевидно обязательное условие нормальной работы где Hм 0 – начальный манометрический напор насоса при нулевой подаче (пуск при закрытой задвижке).

5.7. Проектирование водоотливных установок Цель проектирования – выбор современных технических средств водоотлива при максимальной экономичности эксплуатации. К задачам проектирования относятся: выбор схемы водоотлива; расположение и выбор насоса; подбор трубопровода;

определение действительного режима работы водоотливной установки; выбор электродвигателя и схемы автоматизации; определение расхода электроэнергии.

Методика расчета излагается в соответствии с работой [2].

Для расчета водоотливной установки необходимы следующие исходные данные: величина нормального Qпр и максимального притока Qпр max воды; геометрический напор, т.е. полная высота подъема воды Нг; физико-химическая характеристика воды.

С учетом принятых схем вскрытия месторождения и околоствольного двора выбирается место расположения насосной камеры и водосборников, место слива воды на поверхности.

Это позволяет запроектировать гидравлическую схему, установить геометрическую высоту всасывания и нагнетания, длину трубопроводов.

Минимальная подача насоса выбирается из условия, что рабочий насос должен откачивать максимальный суточный приток не более чем за 20 ч:

Ориентировочный напор насоса где тр = 0,90,5 – КПД трубопровода.



Pages:   || 2 |
 


Похожие работы:

«Министерство транспорта РФ НОВОСИБИРСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ ВОДНОГО ТРАНСПОРТА 502 Л 476 Леонов В.Е. ЭКОЛОГИЯ УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ Новосибирск 1999 1 УДК 502 Леонов В.Е. Экология. Учебное пособие. Новосибирск; НГАВТ, 1999. Опираясь на анализ современных взглядов на развитие человеческой цивилизации, окружающей среды и биосферы, автор детально рассматривает основные экологические проблемы, порожденные обществом индустриальнопотребительского характера. Рассмотрена эволюция использования мировым...»

«Ю.А. Стекольников, Н.М. Стекольникова ФИЗИКО-ХИМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ В ТЕХНОЛОГИИ МАШИНОСТРОЕНИЯ Учебное пособие Издательство Елецкого университета 2008 УДК 620.197 Стекольников Ю.А., Стекольникова Н.М. Физико-химические процессы в технологии машиностроения: Учеб. пособие.— Елец: Издательство Елецкого государственного университета имени И.А. Бунина, 2008 ISBN 5-7455-0886-8 В пособии излагаются общие сведения о коррозии металлов и сплавов: механизм и кинетика химической и электрохимической коррозии...»

«Библиотека слушателей Европейского учебного института при МГИМО (У) МИД России ПРАВО ЕВРОПЕЙСКОГО СОЮЗА. НОВЫЙ ЭТАП ЭВОЛЮЦИИ: 2009–2017 ГОДЫ Серия Общие пространства России — ЕС: право, политика, экономика ВЫПУСК 5 Л. М. ЭНТИН ПРАВО ЕВРОПЕЙСКОГО СОЮЗА. НОВЫЙ ЭТАП ЭВОЛЮЦИИ: 2009–2017 ГОДЫ МОСКВА 2009 УДК 321, 327 ББК 67.5 Э 67 Редакционный совет: Энтин М. Л. — Европейский учебный институт при МГИМО (У) МИД России (главный редактор серии) Шашихина Т. В. — Институт европейского права МГИМО (У) МИД...»

«СМОЛЕНСКИЙ ГУМАНИТАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ФАКУ ЛЬТЕТМЕЖДУНАРОДНОГО ТУРИЗМА И ИНОСТР АННЫХ ЯЗЫКОВ КАФЕДР А ТЕХНОЛОГИЯ ПРОДУКТОВ ОБЩЕСТВЕННОГО ПИТАНИЯ ПУЧКОВА ВАЛЕНТИНА ФЕДОРОВНА Учебно-методическое пособие по дисциплине: Оборудование предприятий общественного питания для студентов, обучающихся по специальности 260501 Технология продуктов общественного питания (заочная форма обучения) Смоленск – 2008 2 1. ТРЕБОВАНИЯ ГОСУДАРСТВЕННОГО ОБР АЗОВАТЕЛЬНОГОСТАНДАРТА СД.05 Оборудование предприятий...»

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНФОРМАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ, МЕХАНИКИ И ОПТИКИ А. В. Красильников СБОРКА И ИСПЫТАНИЯ АГРЕГАТОВ И СИСТЕМ РОБОТИЗИРОВАННЫХ МОРСКИХ ТЕХНИЧЕСКИХ СРЕДСТВ Учебное пособие Санкт-Петербург 2013 УДК 629.58 А. В. Красильников – Сборка и испытания агрегатов и систем роботизированных морских технических средств. Учебное пособие. – СПб.: СПбНИУ ИТМО, 2013 г. – 152 с. В пособии освещаются...»

«Министерство образования и науки Российской Федерации Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б. Н. Ельцина Физика Квантовая оптика. Элементы квантовой механики. Физика атома и атомного ядра Методические указания и задания к контрольной работе № 4 по трех- и четырехсеместровому курсам физики для студентов заочной формы обучения технических специальностей Екатеринбург УрФУ 2010 1 УДК 530(075.8) Составитель Г. В. Сакун Научный редактор проф., д-р физ.-мат. наук А. В....»

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНСТИТУТ КИБЕРНЕТИКИ, ИНФОРМАТИКИ И СВЯЗИ КАФЕДРА ЭЛЕКТРОЭНЕРГЕТИКА МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ к выполнению и защите выпускных квалификационных работ для студентов направлений 140200 и 140600: бакалавр 140200.62 Электроэнергетика и 140600.62 Электротехника, электромеханика и электротехнологии специалист 140211.65...»

«Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное агентство по образованию Санкт-Петербургский государственный университет информационных технологий, механики и оптики Н.В. Каманина ЭЛЕКТРООПТИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ НА ОСНОВЕ ЖИДКИХ КРИСТАЛЛОВ И ФУЛЛЕРЕНОВ – ПЕРСПЕКТИВНЫЕ МАТЕРИАЛЫ НАНОЭЛЕКТРОНИКИ СВОЙСТВА И ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ Учебное пособие Санкт-Петербург 2008 УДК 538.9:535.39:535.21:532.783: Каманина Н. В. Электрооптические системы на основе жидких кристаллов и фуллеренов –...»

«Юрий Анатольевич Александровский. Пограничные психические расстройства. Учебное пособие. Оглавление Об авторе. Предисловие. Раздел I. Теоретические основы пограничной психиатрии Общее понятие о пограничных формах психических расстройств (пограничных состояниях). 5 Краткий исторический очерк. Системный анализ механизмов психической дезадаптации, сопровождающей пограничные психические расстройства Основные подсистемы единой системы психической адаптации. Барьер психической адаптации и...»

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ, МОЛОДЕЖИ И СПОРТА УКРАИНЫ ОДЕССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ЭКОНОМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ЭКОНОМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ В КАТОВИЦАХ МЕЖДУНАРОДНЫЕ ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ОТНОШЕНИЯ: ТЕОРИЯ И ПОЛИТИКА УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ 2-е издание, переработанное и дополненное Под редакцией доктора экономических наук, профессора, академика АЭН Украины Ю. Г. Козака Рекомендовано Министерством образования и науки Украины как учебное пособие для студентов высших учебных заведений Киев – Катовице Центр учебной...»

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНФОРМАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ, МЕХАНИКИ И ОПТИКИ А.Г Карманов ФОТОГРАММЕТРИЯ Санкт-Петербург 2012 1 Учебное пособие посвящено методам и способам обработки фотографических данных полученных посредством дистанционного зондирования, в том числе с использованием автоматизированных средств фотограмметрии, применением методов фотограмметрии для решения...»

«М.Г. Томилин, Г.Е. Невская ДИСПЛЕИ НА ЖИДКИХ КРИСТАЛЛАХ Учебное пособие Санкт-Петербург 2010 МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНФОРМАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ, МЕХАНИКИ И ОПТИКИ М.Г. Томилин, Г.Е. Невская ДИСПЛЕИ НА ЖИДКИХ КРИСТАЛЛАХ Учебное пособие Санкт-Петербург 2010 2 Томилин М.Г., Невская Г.Е. Дисплеи на жидких кристаллах – СПб: СПбГУ ИТМО, 2010. – 108 с. Описаны современные дисплейные технологии, дан анализ систем отображения...»

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНФОРМАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ, МЕХАНИКИ И ОПТИКИ В.А. Зверев, Е.В. Кривопустова, Т.В. Точилина ОПТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ. Часть 2 Учебное пособие для конструкторов оптических систем и приборов Санкт-Петербург 2013 Зверев В.А., Е.В. Кривопустова, Т.В. Точилина. ОПТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ. Часть 2. Учебное пособие для конструкторов оптических систем и приборов. – СПб: СПб НИУ ИТМО, 2013. – 248 с....»

«А. А. В А Й С Ф Е Л Ь Д УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ ДЛЯ СТУДЕНТОВ СПЕЦИАЛЬНОСТЕЙ АРХИТЕКТУРА И ДИЗАЙН АРХИТЕКТУРНОЙ СРЕДЫ ХАБАРОВСК 2003 А.А. Вайсфельд ОСНОВЫ СТРОИТЕЛЬНОЙ МЕХАНИКИ (в двух частях) УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ ДЛЯ СТУДЕНТОВ СПЕЦИАЛЬНОСТЕЙ АРХИТЕКТУРА И ДИЗАЙН АРХИТЕКТУРНОЙ СРЕДЫ Часть 1. Основы статики и оценки напряженно-деформируемого состояния сооружений ХАБАРОВСК 2003 Предисловие Настоящее пособие написано в соответствии с программой курса Строительная механика для студентов, обучающихся по...»

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНФОРМАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ, МЕХАНИКИ И ОПТИКИ Л.С. Лисицына МЕТОДОЛОГИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ МОДУЛЬНЫХ КОМПЕТЕНТНОСТНООРИЕНТИРОВАННЫХ ОБРАЗОВАТЕЛЬНЫХ ПРОГРАММ Методическое пособие Санкт-Петербург 2009 1 Лисицына Л.С. Методология проектирования модульных компетентностно-ориентированных образовательных программ. Методическое пособие. СПб: СПбГУ ИТМО. 2009. – 50с....»

«УДК 620.22; 616.71–001. 5–089.84; 678.07:617 Хлусов И.А. Х55 Основы биомеханики биосовместимых материалов и биологических тканей: учебное пособие/ Хлусов И.А., Пичугин В.Ф., Рябцева М.А. – Томск: Издательство Томского политехнического университета, 2007. 149 с. Основной упор в учебном пособии сделан на биомеханические аспекты основных классов биоматериалов, широко применяемых в современной стоматологии, трансплантологии, травматологии и ортопедии, в приложении к опорным тканям организма. К...»

«Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования Национальный исследовательский ядерный университет МИФИ ОБНИНСКИЙ ИНCТИТУТ АТОМНОЙ ЭНЕРГЕТИКИ (ИАТЭ) Кафедра радионуклидной медицины ФАКУЛЬТЕТ ЕСТЕСТВЕННЫХ НАУК В.Г. ПЕТИН, М.Д. ПРОНКЕВИЧ РАДИАЦИОННЫЙ ГОРМЕЗИС ПРИ ДЕЙСТВИИ МАЛЫХ ДОЗ ИОНИЗИРУЮЩЕГО ИЗЛУЧЕНИЯ Учебное пособие по курсу ЭКОЛОГИЧЕСКАЯ БИОФИЗИКА Рекомендовано к изданию Редакционно-издательским советом университета ОБНИНСК 2012 УДК...»

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ПЕНЗЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА Часть I Методические указания и контрольные задания Пенза 2002 УДК 531.3 (075) И85 Методические указания предназначены для студентов специальности 180200 Электрические и электронные аппараты и других специальностей очного и заочного обучения и содержат контрольные задания для самостоятельной работы студентов по темам Растяжение и сжатие, Статически неопределимые системы, Геометрические...»

«ГБОУ ВПО БАШКИРСКАЯ АКАДЕМИЯ ГОСУДАРСТВЕННОЙ СЛУЖБЫ И УПРАВЛЕНИЯ ПРИ ПРЕЗИДЕНТЕ РЕСПУБЛИКИ БАШКОРТОСТАН Факультет экономики и управления Кафедра инновационной экономики АНТИКРИЗИСНОЕ УПРАВЛЕНИЕ РЕГИОНАЛЬНЫМИ СОЦИАЛЬНО-ЭКОНОМИЧЕСКИМИ СИСТЕМАМИ Учебное пособие для подготовки магистров по направлению 080100.68 Экономика программы Региональная экономика и управление территориальным развитием Уфа 2013 УДК 332.1:338.24(075.8) ББК 65.04-21я73 А72 Рекомендовано к изданию редакционно-издательским...»

«Федеральное агентство морского и речного транспорта Морской государственный университет имени адмирала Г. И. Невельского Кафедра психофизиологии и психологии труда в особых условиях НЕЙРОФАРМАКОЛОГИЯ: СИСТЕМАТИКА ПСИХОТРОПНЫХ СРЕДСТВ, ОСНОВНЫЕ КЛИНИЧЕСКИЕ И ПОБОЧНЫЕ ЭФФЕКТЫ Учебное пособие Рекомендовано методическим советом Морского государственного университета В качестве учебного пособия для студентов Специальности 0204, 0313 направление 5210 Составила М. В. Чеховская Владивосток 2007 УДК...»






 
© 2013 www.diss.seluk.ru - «Бесплатная электронная библиотека - Авторефераты, Диссертации, Монографии, Методички, учебные программы»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.