гидравлические потери, способствуя образованию кавитации. Поэтому при расчете всасывающего трубопровода следует при­ нимать скорость движения жидкости не более 1,25—1,5 м/с. На возникновение кавитации влияют таюце завихрения в потоке жидкости перед входом в колесо, что также понижает подачу насоса.

Результаты исследования всасывающих систем водоотлив­ ных установок с положительной и отрицательной высотой вса­ сывания позволяют сделать следующие обобщения.

Водоотливные установки могут бесперебойно работать при надежно выполненной системе всасывания с минимальными гидравлическими сопротивлениями. Примером могут служить установки с отрицательной высотой всасывания. Правильно вы­ бранная высота заглубления насосных камер в зависимости от конструктивных особенностей насоса, отсутствие подсоса воз­ духа в сальниках, а также в трубопроводе и первой ступени на­ соса обеспечивают бесперебойную работу водоотливной уста­ новки.

2.10. Потери в насосах

Потерям в центробежных насосах посвящено большое коли­ чество работ. Однако нельзя считать, что эти вопросы оконча­ тельно решены. Количественное и качественное определение по­ терь аналитическим и экспериментальным методами представ­ ляет значительные трудности.

Потери в насосе подразделяются на гидравлические, объем­ ные, механические и характеризуются соответствующими к. п. д.

Гидравлические потери. Энергия, получаемая потоком жид­ кости от рабочего колеса, частично расходуется на преодоление

Напор насоса в зависимости от гидравлических сопротив­

Гидравлические потери в насосе принято оценивать гидравли­ ческим к. п. д., который принимается по результатам испытаний

Гидравлические потери зависят от трения жидкости о стенки насоса внутри самого рабочего колеса, изменения скорости по­ тока, его завихрения, от расстояния между всасывающим и на­ гнетательным патрубками насоса. Потери на завихрения со­ ставляют основную часть гидравлических потерь.

Поток жидкости в насосе из-за изменения площади и формы каналов непрерывно изменяется, а вращение каналов рабочего

колеса усложняет картину динамики гидравлических явлений, что затрудняет аналитическое определение гидравлических по­ терь.

В работах А. А. Ломакина приведено выражение для опреде­ ления гидравлического к., п. д.:

Эта формула позволяет производить пересчет гидравличе­

Изучение гидравлических потерь представляет большой тео­ ретический и практический интерес при эксплуатации руднич­ ных насосов, так как позволяет определить действительную ха­ рактеристику Q — Я и облегчить поиски путей к дальнейшему совершенствованию гидродинамики насосов.

Гидравлические потери на дисковые трения в рабочих коле­ сах насоса зависят от окружной скорости. Потери на трение и диффузорное расширение, характеризуются параболой (кри­ вая /), выходящей из начала координат (рис. 2.8). Потери на удар приближенно характеризуются параболой в координатах Я — Q, касающейся оси абсцисс и зависящей от подачи на­ соса.

Объемные потери. Объемные потери в центробежных насо­ сах связаны с утечкой жидкости через зазоры в уплотнитель­ ных и разгрузочных устройствах. Эрозионное и коррозионное воздействия шахтных вод на детали насоса способствуют воз­ растанию объемных потерь, которые достигают значительных величин вследствие зазоров между корпусом и рабочими коле­ сами, а также износа сальниковых уплотнений и разгрузочных устройств. Это явление снижает производительность водоотлив­ ных установок, вызывая необходимость дополнительной уста­ новки насосного оборудования.

Объемные потери уменьшают полезную подачу насоса и соз­ дают дополнительные гидравлические потери. Величина утечек

где Q — подача насоса, м3/с; q06 — объемные потери, м3/с. Объемными потерями являются (рис. 2.9) потери: через пе­

реднее уплотнение колеса q0б. к, в уплотнении диафрагмы <7об.д, уравновешивания осевой силы q0G. 0 и объемные потери

расхода ^об.р. Потери от утечек жидкости через сальники <7об. с при правильной эксплуатации насосов незначительны.

Исследовательские работы по определению объемных потерь в центробежных насосах позволили установить ряд положений,

Коэффициент расхода в уплотнениях зависит от их конструк­ ции: длины и величины зазоров лабиринтных уплотнений.

Коэффициент гидравлического трения определяется харак­ тером движения жидкости в зазорах и их шероховатостью, а режим движения рассчитывается по числу Re.

Рис, 2.9. Схема и структура объемных потерь в центробежном насосе

Эрозионное воздействие шахтных вод на различные типы уплотнений вызывает эксцентриситет в кольцевых зазорах. При

Потери при работе центробежных насосов рассмотрены во многих работах [9]. Однако дальнейшие исследования с целью снижения потерь представляют значительный интерес для по­ вышения эффективности работы водоотливных установок.

Механические потери. К механическим потерям относятся потери на трение в сальниках, подшипниках и на дисковое тре­ ние. Таким образом, мощность потерь на трение

где NTр. п — мощность потерь на трение в подшипниках; NTp.с — мощность потерь на трение в сальниках; Л/тр.д— мощность по­ терь дискового трения.

Механический к. п. д. насоса

Разность потребляемой насосом мощности N и мощности потерь Мтр представляет передаваемую мощность рабочим ко­ лесом потоку жидкости, которая (в кВт) определяется по фор­ муле

соса на величину внутренних утечек, м3/с. При дисковых поте­ рях трения частицы жидкости между дисками и неподвижными стенками корпуса совершают сложное движение. Под влиянием трения совершается вращательное движение, а под воздейст­ вием центробежной силы частицы жидкости передвигаются к периферии диска, создавая ее циркуляцию. Экспериментально установлено, что мощность, необходимая для вращения диска, в условиях циркуляции жидкости возрастает при увеличении зазора между диском и стенками. При тщательно отполиро­ ванном диске по сравнению с грубой обработкой потери сни­ жаются на 13—20 %•

Мощность, расходуемая на дисковое трение, на обеих сто­

где R2 — наружный радиус колеса; со — угловая скорость; с/ — коэффициент трения, зависящий от числа Re.

Для турбулентного режима

Мощность трения в подшипниках определяется специальным расчетом на основе гидродинамической теории смазки или тео­ рии потерь в подшипниках качения. В малоиагруженных под­ шипниках скольжения, что характерно для насосов, потеря мощности на трение в подшипниках и сальниках составляет около 1—2 % от потребляемой мощности.

Механические потери в сальниковых уплотнениях зависят от давления, размеров сальников, типа набивки и других фак­ торов. Мощность механических потерь изменяется пропорцио­ нально квадрату скорости вращения. Потери на трение в под­ шипниках при одних и тех же размерах и загрузке зависят от качества их изготовления.

Конструкция соединительной муфты между насосом и элек­ тродвигателем оказывает существенное влияние на работу под­ шипников. При большой маховой массе муфты создается зна­ чительная осевая нагрузка на шарикоподшипники и увеличива­ ются механические потери в насосе.

Мощность потерь в сальниковых уплотнениях эмпирически определяется как 0,2—0,5 % мощности привода. Мощность по­ терь в подшипниках качения составляет 0,15—0,2 % мощности привода и увеличивается до 0,75 % при увеличении скорости вращения.

2.11. Мощность и полный к. п. д.

Напор центробежных насосов в рудничных водоотливных установках расходуется на подъем жидкости, преодоление со­ противлений в нагнетательном трубопроводе и приведение в движение жидкости во всей гидравлической системе. Напор центробежного насоса создается рабочим колесом, а осталь­ ные части, насоса создают неизбежные гидравлические, меха­ нические и объемные потери.

Напор и подача являются наиболее характерными показа­ телями работы насоса, которые определяют: мощность элек­ тродвигателя, расход электроэнергии и технико-экономические показатели его работы.

Манометрический напор насоса замеряется манометром или

Полезной мощностью насоса называется мощность, переда­ ваемая насосом жидкости, проходящей через нагнетательный патрубок. Полезная мощность (кВт) определяется по формуле

Таким образом, полный к. п. д. насоса определяет качество изготовления проточной части, системы внутренних уплотнений и величину потерь на механическое трение; к. п. д. зависит от параметров насоса и условий эксплуатации.

Мощность насоса определяется по. уравнению

Эта мощность обычно определяется на стендах измерением крутящего момента на валу насоса. При промышленных испы­ таниях мощность на валу не измеряется, так как это сопря­ жено с большими трудностями.

Мощность, потребляемая двигателем насоса из сети, опреде­

где Лдв — к. п. д. электродвигателя.

Мощность, потребляемая электродвигателем насоса, замеря­ ется при испытаниях ваттметром и по уравнению (2.55) можно определить мощность насоса, если известен к. п. д. двигателя.

Повышение к. п. д. в последних конструкциях рудничных насосов объясняется улучшением их гидравлических качеств, снижением механических и объемных потерь, лучшей обтекае­ мостью рабочих органов и выбором оптимальных соотношений между основными параметрами насоса.

Для повышения эксплуатационной экономичности рудничных насосов необходимо значительно повысить их к. п. д., снизить основные затраты на изготовление узлов, особенно при ремон­ тах, повысить частоту вращения и улучшить кавитационные показатели. Важное значение имеет повышение качества от­ ливок и тщательная обработка внутренних поверхностей рабо­ чих колес.

В секционных насосах применяются рабочие колеса с одно­ сторонним входом, что вызывает появление осевой силы, если они гидравлически неуравновешены. Площадь первого рабо­ чего колеса находится против всасывающего патрубка под раз­ режением, а такая же по величине площадь его задней стороны находится под давлением.

Осевая сила возникает в результате действия потока на внутреннюю н наружную поверхности рабочего колеса и равна

Рис. 2.10. К расчету осевой силы:

а, Ь, с — уплотнение и полости колеса насоса

векторной сумме (рис. 2 .10):

где рт — давление, создаваемое действием центробежной силы жидкости, вращающейся между наружной поверхностью ко­ леса и корпусом; p i— давление в полости входа в рабочее колесо.

Осевая сила, действующая на одно рабочее колесо центро­ бежного насоса, определяется по формуле

Осевая сила зависит от радиальных размеров колеюа, ча­ стоты его вращения и давления на выходе из колеса. Сущест­ венно зависит также от режима работы насоса и скорости с0.

Уравнение (2.57) относится к одной ступени центробежной машины. Если насос состоит из нескольких (i) одинаковых ступеней давления, то осевая сила на роторе равна

P’oc-iPoc. (2.58)

Осевая сила Рос может достигнуть очень большой величины при значительном зазоре в уплотнении рабочего колеса. При испытании трехступенчатого насоса 5МС-10 осевое усилие со­

смещаться скрепленный с ними ротор в сторону нагнетания. Зазор между кольцами гидропяты и разгрузки увеличивается, и давление в разгрузочной камере падает до тех пор, пока усилие, создаваемое им, не уравновешивается осевым усилием, действующим в сторону нагнетания. Увеличение осевого уси­ лия при износе уплотнительных колец приводит: к смещению ротора в сторону всасывания, уменьшению зазора между коль­ цами разгрузки и гидропяты, увеличению давления в камере разгрузки,

Гидравлическое устройство обеспечивает равновесие ротора во всех режимах работы.

Разгрузочный -диск образует с передней стенкой камеры узкую радиальную щель -шириной 6Д. Минимальное значение зазора

где /?д2 — наружный радиус разгрузочного диска.

При расчете системы уравновешивания осевой силы разгру­ зочным диском выбираются размеры диска, значение перепада давления А р 0 на диске и расход ^об.ур жидкости через систему уравновешивания. Определяются также размеры уплотнения перед диском и размеры трубки, отводящей жидкость из ка­ меры за диском.

2.13. Уравновешивание радиальных и осевых сил в насосах со спиральными отводами

Радиальные силы возникают в насосах со спиральными от­ водами при нарушении нормальной работы. Это объясняется тем, что на режимах, отличающихся от оптимального, площади поперечных сечений спиральных отводов не соответствуют ко­ личеству жидкости, проходящей через них. При малых пода­ чах скорость потока по ходу движения в канале падает, а дав­ ление возрастает. При больших подачах, наоборот, скорость потока по ходу движения в спиральном отводе растет, а дав­ ление падает.

При четном числе ступеней рабочие колеса могут быть раз­ делены на две группы так, чтобы своими всасывающими от­ верстиями они были обращены в противоположные стороны. Если число ступеней нечетное, то первую ступень выполняют с двусторонним входом жидкости. На рис. 2.12 приведены схемы расположения колес для спиральных насосов.

В схеме (рис. 2.12, а) уплотнение между ступенями 3 и 6 находится под разностью давлений, равной половине общего напора. В схеме (рис. 2.12, б) каждое уплотнение работает лишь под напором одной ступени. Последняя схема соединений колес целесообразнее в отношении экономичности. Вследствие быстрого износа из-за больших скоростей в уплотнении утечки при первой схеме будут в процессе эксплуатации больше, чем при второй. Давление на сальник при второй схеме намного выше, чем при* первой. Схема (рис. 2 .12, а) позволяет умень­ шить расстояние между опорами вала и упростить перепуск­ ные каналы.

Радиальную силу Rz, действующую на рабочее колесо, можно

где Кр — коэффициент, зависящий от ns\ Q' — текущая подача, м3/с; <2опт — оптимальная (расчетная) подача, м3/с; D2— внеш-

колесом насоса.

Среднее значение коэффициента /Ср составляет 0,36. Сила

Уравновешивание осевого усилия в роторе многоступенча­ того (спирального) насоса осуществляется встречным распо­ ложением колес. При равных размерах это расположение со­ здает одинаковые напоры и в нормальных условиях возникают

*

Рис. 2.12. Схемы расположения колес в мйогоступеичатых спиральных насо­ сах для уравновешивания осевой силы (по принципу симметрии)

равные, но противоположно направленные осевые усилия, ко­ торые приводят к равновесию ротора в целом. Осевое усилие в насосах с такой системой уравновешивания может возникнуть при кавитационном сырье первой ступени, износе уплотнения с одной какой-либо стороны или износе уплотнения в диаф­ рагме, разделяющей колеса. В этих условиях возникает силь­ ный поток жидкости из камеры напорной ступени в область всасывающей ступени.

Работами -А. А. Ломакина установлено, что осевое усилие увеличивается почти в три раза с увеличением утечек через уплотнения в насосе. Большое значение при этом имеет сме­ щение ротора в осевом направлении. Смещение ротора в осе­ вом направлении, возникающее из-за неправильной установки или износа разгрузочного устройства, приводит к несовпаде­ нию каналов рабочего колеса с каналами направляющего ап­ парата. Это вызывает утечку воды у входа в одну камеру и

подсасывание в другой камере, в результате чего изменяется осевое давление, и насосный агрегат выходит из строя.

При эксплуатации рудничных насосов, особенно на глубо­ ких горизонтах или высоких давлениях, необходим тщатель­ ный контроль за правильной их сборкой и эксплуатацией.

2.14. Графические и аналитические характеристики насосов

Графические характеристики. Рабочими характеристиками насосов называются графики зависимости развиваемого напора, мощности насоса и его к. п. д. от подачи при п —const.

Характеристика к. п. д., кроме того, определяет потери в насосе, откладываемые в процентах по оси ординат, и яв­ ляется критерием оценки экономичности работы насоса. Для более полной характеристики насоса на диаграмму наносят зависимость подачи от коэффициента быстроходности, кави­ тационного запаса и гидравлических потерь. Расчетная теорети­ ческая характеристика насоса при t->-оо (i — число лопаток) строится на основании формулы (2.11). Построение характе­ ристики показано на рис. 2.13. Точки а и б, характеризующие начальные режимы работы насоса при конечном числе лопа­ ток, определяют расчетным путем при Q^=0.

Напор идеального насоса при бесконечном числе лопаток характеризуется прямой 1, а характеристика насоса при ко­ нечном числе лопаток определяется прямой 2. Влияние конеч­ ного числа лопаток учитывается коэффициентом циркуляции. Вычитая из ординат характеристики теоретического напора (прямая 2) ординаты квадратичной функции гидравлических потерь (кривая 3), получим характеристику 4 насоса при ко­ нечном числе лопаток с учетом гидравлических потерь. Потери напора на удар и вихреобразование характеризуются кривой 5. Вычитая ее ординаты из ординат параболы 4, находим искомую

той задвижке, точка К характеризует его максимальный напор и делит кривую ML на две части: восходящую ветвь МК (зона неустойчивой работы) и отрезок KL. Точка N, характеризую­ щая нормальную подачу и максимальный к. п. д., должна быть расположена ниже точки М. Только при этих условиях насос успешно преодолевает геодезическую высоту подъема жидкости, гидравлические потери и создает необходимый скоростной на­ пор.

Кривая Я соответствует определенной удельной быстроход­ ности и на изменение ее формы большое влияние, оказывает вязкость жидкости и гидравлические потери. Характеристики

насосов подразделяются на пологие, крутые и непрерывно сни­ жающиеся.

Крутизна характеристики определяется по формуле

где Н0— напор насоса при нулевой подаче, м.

Рудничные насосы характеризуются непрерывно снижающи­ мися характеристиками при незначительном изменении напора и подачи, что объясняется особенностями эксплуатации водо­ отливных установок. Для анализа работы насоса строят напор­ ную характеристику для одного колеса, а суммарное значение

Рис. 2.13. Расчетные характеристики насоса

получают путем геометрического сложения ординат при одина­ ковой подаче.

Законы подобия позволяют определить универсальную ха­ рактеристику центробежного насоса, с помощью которой опре­ деляются частота вращения, к. п. д. и рассчитывается мощ­ ность насоса для любого его режима. Режим работы центро­ бежного насоса определяется параметрами Q, Нт N u n , а новый режим при п\ характеризуется в эксплуатации пара­ метрами Q1, #ш и Ni. Полученные зависимости позволяют .по­ строить универсальные , кривые Q — Ям для любой частоты вращения.

Геометрическим местом точек одинаковых значений к. п. д. насоса являются эллипсы, которые построены для различных значений полного к. п. д. Любая точка универсальной характе­ ристики дает возможность определить все параметры насоса: Q, Ям, п, и N.

В работах акад. А. П. Германа дается вывод о существова­ нии типовых эффективных характеристик, получаемых из ин­ дивидуальных путем пересчетов [11].

Форма характеристики центробежных насосов зависит от коэффициента быстроходности: чем больше ns, тем круче напор­ ные характеристики, тем больше мощность холостого хода и меньше область высоких значений к. п. д. при изменении подачи.

Аналитические характеристики. В процессе проектирования водоотливных установок возникает необходимость выбора типа насосов для обеспечения расчетного режима и выполнения анализа возможных режимов их работы.

Для оценки работы насосов используют аналитические ха­ рактеристики, которые связывают их основные параметры. Эти зависимости позволяют более точно определить напор, к. п. д. насоса по сравнению с графоаналитическими методами и про­ гнозировать режимы работы водоотливных установок с помо­ щью ЭВМ.

Известно, что характеристики насосов в каталогах приво­ дятся в мелком масштабе, поэтому трудно установить значе­ ние параметров Q, # , # и ц. Рассматривая рабочие характери­ стики насосов, можно убедиться, что эти зависимости, выходя­ щие за пределы рабочих зон насосов, можно принять как отрезки прямых или параболических кривых в зависимости от свойств характеристик. Это обстоятельство позволяет пред­

Указанные зависимости справедливы в пределах, когда ха­ рактеристики насоса могут быть приняты за прямую или квад­ ратичную функцию; для каждого насоса эти зависимости с применением формул линейной корреляции приобретают вполне определенные аналитические выражения. При этом эм­ пирическая зависимость считается достоверной, если критерий достоверности б'> 3 при числе точек ni<50.

стика трубопровода водоотливной установки выражает зависи­ мость напора от подачи и не зависит от характеристики самого насоса.

При работе насоса определенного диаметра характеристика трубопровода строится путем геометрического сложения орди­ нат геодезического напора и кривой гидравлических по­

терь RjQ2.

2.16.Секционные насосы

иих технические характеристики

Вгорной промышленно­ сти применяется большое количество разнообразных конструкций рудничных цен­ тробежных насосов, что объ­ ясняется гидрогеологически­

большее внимание эксплуатационным характеристикам руднич­ ных насосов и опыту эксплуатации в условиях откачки обвод­ ненных рудных месторождений и шахтных вод различного хи­ мического состава.

Секционные насосы в горной промышленности применяются при подаче от 30 до 800 м3/ч, напоре от 60 до 1100 м, с коэф­ фициентом быстроходности от 60 до 100. Отдельные секции насоса в общий корпус соединяются стяжными болтами, что позволяет изменять напор путем установки необходимого числа рабочих колес и направляющих аппаратов. При этом изменя­ ются длины вала, стяжных болтов и обводной трубки.

Насосы главного водоотлива установлены в насосных под­ земных камерах на бетонных фундаментах, специально изго­

ления насосов ЦНС .изменили их название и обозначение (табл. 2.4).

Насосы ЦНС 180-85—ЦНС 180-425; ЦНС 300-120— ЦНС 300-600. Насосы горизонтальные, многоступенчатые с вер­ тикальным разъемом на отдельные секции, скрепляются стяж­ ными болтами, составляя единый корпус (рис. 2.15). Эти на­ сосы используются для шахт глубиной до 600 м при откачке нейтральных шахтных вод. Направляющие аппараты 7 их кор-

!3 20

77

Ш ////77^

" " I

j

Рис. 2.15. Насосы ЦНС 180-85 — ЦНС 180-425 и ЦНС 300-120—ЦНС 300-600

нуса $, крышки всасывания 13 и нагнетания 6, передний 17 и задний 1 кронштейны изготовляются из чугуна. Секции стянуты стальными болтами 14. Стыки между ними уплотнены резино­ выми шнурами 12 диаметром 10-и 6 мм.

Ротор насоса состоит из вала 2, на котором укреплены ра­ бочие колеса 8, дистанционная втулка 5, упорное кольцо 16, защитная рубашка 15 и гидравлическая пята 4. Правильность установки ротора в корпусе насоса проверяется по контроль­ ной риске, которая ставится на валу за передним вкладышем со стороны муфты. Все детали прижаты гайкой 3 к заплечику вала. Опорами вала служат два радиальных подшипника 18 (№ 3612 и № 3618 в насосах ЦНС 180-85—ЦНС 180-425). В насосах ЦНС 300-120—ЦНС 300-600 вал опирается на под­ шипники скольжения, которые установлены в кронштейнах. На гайке 19 переднего подшипника нанесена контрольная риска для установки ротора. Внутренние уплотнения насосов приняты щелевыми;' они образованы поясками рабочих колес и уплот­ няющими чугунными кольцами 10 и И.

Насосы соединены с электродвигателем через упругую втулочно-пальцевую муфту. Полумуфта 20 на валу насоса поса­ жена по напряженной посадке до заплечика вала. Направле­ ние вращения насоса правое, т. е. по часовой стрелке со сто­ роны электродвигателя. Осевое усилие уравновешивается с по­ мощью гидравлического разгрузочного устройства, состоящего из гидропяты и устройства разгрузки.

Рабочие колеса насоса закрытые, радиального типа, с одно­ сторонним всасыванием. Вал насосов ЦНС 180-85—ЦНС 180425 уплотняется двумя сальниками с многослойно плетеной хлопчатобумажной набивкой ХБП 13X13, пропитанной анти­

товления деталей. Основные дёталй: корпус, рабочие колёса, кронштейны, крышки всасывания и нагнетания изготовляются из чугуна СЧ 21-40, а вал, гайка и рубашка вала — из стали Ст 40Х. Для разгрузочного устройства, его деталей и втулки гидрозатвора применяется сталь марки 4X13 с термической об­ работкой..

ГГр и и е ч а н и е . Частота вращения 2950 об/мнн.

Материалы быстроизнашивающихся деталей насоса обеспе­ чивают гарантийную наработку для проточной части из нержа­ веющей стали. Опоры ротора — радиально-сферические под­ шипники № 612.

Полумуфта на валу насосов ЦНС 180-476—ЦНС 180-680 посажена на напряженной посадке, а контрольная риска нане­ сена на гайке переднего подшипника.

На рис. 2.21 показано переднее уплотнение гидрозатвором вала насосов ЦНС 105-98—ЦНС 105-490 и ЦНС 180-476— ЦНС 180-680. Вода, выходящая из разгрузочного устройства, подается по обводной трубе 7 в полость, ограниченную поверх­ ностью рубашки 5 вала, стенками крышки всасывания 2 и пе­ редним кронштейном 6. В дальнейшем вода через сливную трубку 1 отводится во всасывающий трубопровод при работе на­ соса с подпором до 0,3 МПа и частично через зазор между ру­ башкой вала и втулкой гидрозатвора 3 и подается на вход в пер­ вое рабочее колесо. Образовавшееся таким образом жидкост­ ное кольцо препятствует подсасыванию воздуха через сальник

4. Одновременно вода охлаждает сальник, уплотнение которого выполнено набивкой ХБП 13X13.

В конструкции насосов ЦНС 105-98—ЦНС 105-400 и ЦНС

плуатации необходимо учитывать наличие механических при­ месей в шахтных водах, содержание которых не должно пре­ вышать 0,1 % по массе при размере твердых частиц не более 0,1 мм. Материал быстроизнашивающихся деталей обеспечи­ вает гарантийную наработку не менее 5000 ч при ресурсе на­ соса до капитального ремонта. Насосы, откачивающие шахт­ ные воды с повышенным содержанием твердых частиц до 0,5 % по массе и размером до 0,2 мм, имеют гарантийную наработку не свыше 4000 ч; при этом номинальный напор насоса снижа­ ется на 8—10 %.

Применение подпора 2 м (отрицательная высота всасыва­ ния) позволяет устранить явление кавитации и создать ста­ бильный режим работы насосов с подачей 220—380 м3/ч при частоте вращения 2950 об/мин и к. п. д. 78—80 %.

В табл. 2.8 приведены технические данные насосов ЦНС 300-700—ЦНС 300-1000, а их характеристики представлены на рис. 2.22. Бескавитационная работа этих насосов обеспечива­ ется подкачивающим насосом ВП-340. На крышке всасывания закреплен гибкий рукав с приемной сеткой, а вал опирается на радиальный подшипник качения № 46318. Электродвигатель установлен на подставке и соединяется с насосом зубчатой цепной муфтой. Со всасывающим патрубком насосов ЦНС

300.-700—ЦНС 300-1000 насос ВП-340 соединяется переходным патрубком, от которого по специальной трубе отбирается вода для охлаждения упорного подшипника. Характеристики насоса

П р и м е ч а н и е . Частота вращения 2950 об/мин, подача 300 м3/ч, т} = 0,71.

ВП-340 приведены на рис. 2.23; их рабочая часть находится в пределах подачи 220—400 м3/ч. При частоте вращения вала 1485 об/мин, к. п. д. 57 % и напоре 15 м потребляемая мощ­ ность составляет 30 кВт.

Эксплуатация на шахтах им. Ильича и им. Менжинского (Донбасс) насосов 8МС-10, которые во многом аналогичны на­

сосам ЦНС 300-700—ЦНС 300-1000 с подкачивающими насо­ сами ВП-340, показала, что подачи их составили 348—356 м3/ч при напоре 788 м. Это близко к правой границе рекомендуемой заводом рабочей зоны 250—360 м3/ч. Расход воды через раз­ грузочное устройство не превышал 10—14 м3/ч или 2—4% от подачи насоса при подпоре Лп=15 м, создаваемом насосом ВП-340.

Опыт эксплуатации показывает, что после 1000 ч работы характеристики насоса отличаются от заводских на 5,2—6,5 % при подаче 340 м3/ч.

Для откачки воды из глубоких шахт (с высотой нагнетания

нейтральных шахтных вод с со­ держанием механических примесей не более 40 г/л, крупностью

частиц не более 10 мм и температурой воды не более 40 °С. В горной промышленности такие насосы применяются для во­ доотливных установок глубоких шахт и при гидравлическом способе добычи угля [16]. Допустимая высота всасывания при температуре +20 °С составляет 3 м. Рабочее колесо первой ступени выполнено с расширенным входом для снижения ка­ витации. Ротор опирается на два сферических двухрядных ро­ ликоподшипника, установленных в кронштейнах. Места выхода вала и корпусов подшипников уплотнены резиновыми типо­ выми манжетами. Для уравновешивания осевого усилия приме­ няется гидравлическая пята, состоящая из диска со сменным кольцом, втулок разгрузки и дросселирующей втулки. Выходя­ щая из разгрузочной камеры вода подается в крышку всасыва­ ния; часть воды подается по каналу на охлаждение корпуса подшипников. В конструкции насоса предусмотрено отключаю­ щее устройство при смещении ротора более 7 мм по направле­ нию вала. На рис. 2.24 приведены характеристики насосов ЦНСГ 800-250 — ЦНСГ 800-1000, рабочая область которых на­ ходится в пределах 600—950 м3/ч,