Удосконалення потужних багатоступеневих насосів для глибоких і обводнених шахт - Автореферат

НАЦІОНАЛЬНА ГІРНИЧА АКАДЕМІЯ УКРАЇНИ Удосконалення потужних багатоступеневих насосів для глибоких і обводнених шахтЗахист 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. З дисертацією можна ознайомитись в бібіліотеці Національної гірничої академії України за адресою: 320027, м. 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. Экспериментально доказано, что увеличение возмущающих нагрузок, вызывающих усиление изгибной деформации валов, отмечается в зоне неустойчивых режимов насоса и малых подач.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. Поставлена мета досягнута за допомогою комплексного підходу, який складається з: аналітичних досліджень, де використовуються методи теорії турбомашин, теорії надійності, теорії згинних коливань обертавих валів, теорії фізичного моделювання динамічних явищ роторів турбомашин; системного аналізу рівня працездатності елементів насоса; експериментальних лабораторних і промислових досліджень. Узагальнений показник працездатності вала і ущільнень складає 0,04...0,1, що на порядок нижче значень цього показника інших деталей потужного шахтного насоса. 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. 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 критерія надійності "найгірший випадок", визначаючи максимальну величину статичного і динамічного прогинів в середній частині ротора за самої несприятливої схеми його навантаження.Однак, відсутність науково обгрунтованих 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. 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. Так, фактична середня наробка до відказу То 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. Розглядаючи складну систему навантаження ротора під дією ваги вала G; радіальної сили, обумовленої нерівномірністю розподілу тиску на виході робочого колеса Rq; вісевої сили То; гідродинамічної сили в ущільненнях Ру; відцентрової сили, що змінюється від неврівноваженої маси Рц; відцентрових сил Рц" і Рц"", як результат зміщення центра ваги і вісі розточки робочого колеса та биття вала; радіальної сили Rm, 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.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.

2. ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ