Технические науки/13. Охрана труда

Аспирантка Китаева С. А.

Государственный Макеевский научно-исследовательский институт по безопасности работ в горной промышленности (МакНИИ), Украина

Д.т.н, проф Гуляев В. Г.

Государственный Донецкий национальный технический университет (ДонНТУ), Украина

способЫ и средствА достижения безопасных уровней ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ВЫСОКОНАПОРНЫХ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ ДЛЯ СИСТЕМ ГИДРОПРИВОДА МЕХАНИЗИРОВАННЫХ КРЕПЕЙ

На угольных предприятиях Украины в неблагоприятных условиях по шуму занято около 120 тыс. человек и 80 тыс. человек по вибрации. По данным Научно-исследовательского института медико-экологических проблем Донбасса и угольной промышленности МЗ Украины угольная промышленность только Донецкой области ежегодно из-за шума теряет примерно 30 тысяч человеко-смен, выплата по больничным листам и стоимость лечения обходятся около 60 тыс. грн. в год, убытки составляют 170 тыс. грн. в год.

Базой современных очистных комплексов являются гидрофицированные механизированные крепи (ГМК), агрегатированные с конвейером и система их гидропривода с насосной станцией (НС) – гидроэнергетической установкой (ГЭУ) комплекса. В состав НС входят: два высоконапорных насосных агрегата (ВНА) и подпиточная установка (ПУ).

Опыт применения НС свидетельствует о том, что их технический уровень еще не в полной мере отвечает требованиям охраны труда и эффективной эксплуатации. Так, по данным ИТЦ «Горные машины», только в первой половине 2011г. зарегистрировано более 20 случаев выхода из строя НС после наработки в течение 3-6 месяцев.

Одной из основных причин этого являются высокие уровни вибрации и шума, генерируемые высоконапорными насосными агрегатами (ВНА) насосных станций. Интенсивные вибрации и шум снижают безопасность эксплуатации НС и надежность всей системы «НС-ГМК», параметры которой, должны обеспечивать высокопроизводительную работу всего оборудования комплекса и безопасность его эксплуатации. Вибрация и шум оказывает также отрицательное воздействие на обслуживающий персонал, снижают его функциональные возможности и работоспособность, создают предпосылки для ошибочных действий, аварийности и травматизма.

Поэтому подавление вибрации и шума является актуальной научно-технической проблемой, так как ее решение позволит повысить безопасность эксплуатации НС для систем гидропривода механизированных крепей очистного комплекса, а также – обеспечить здоровые условия труда обслуживающего персонала.

Задачами данной работы являются обоснования способов и средств достижения безопасных уровней виброакустических характеристик ВНА для систем гидропривода МК, с целью повышения надежности ГЭУ в целом и обеспечения безопасных условий труда.

На рис. 1 представлена структурно-функциональная схема ВНА.

Рис. 1. Структурно-функциональная схема насосного агрегата: АД – асинхронный двигатель; СМ – соединительная муфта; ЗП – зубчатая передача; КШМ – центральный кривошипно-шатунный механизм; ПБ – поршневой блок; КР – клапанный распределитель; ТН – технологическая нагрузка; СУ – система управления.

Структура современных ВНА характеризуется применением в приводе главного (эксцентрикового) вала силового насоса (рис.1): электродвигателя, понижающей зубчатой передачи (U=2,5–3,0), кривошипно-шатунных механизмов, сообщающих возвратно-поступательное движение ползунам- толкателям и плунжерам в поршневых блоках насоса, связанных посредством клапанных распределителей с гидролиниями напора и подпитки, а также с системой управления.

Каждый из указанных выше элементов ВНА представляет собой активный источник вибрации и шума, причем природа формирования виброакустических процессов отдельными источниками различна [1].

Для обоснования и выбора эффективных способов и средств снижения виброактивности ВНА и защиты от вибрации и шума насосных станций, окружающей среды и человека разработаны динамическая и математическая модели, [2, 3, 4].

Динамическая модель ВНА традиционной и измененной структуры сформирована с учетом особенностей парциальной системы «КШМ-насос» с бигармонической функцией, устанавливающей зависимость перемещения ползуна от параметров механизма (r и λ) и угла поворота кривошипа j (эксцентрикового вала), [2]:

. (1)

Для исследования вибрационных процессов высоконапорных насосных агрегатов принята модель с учетом динамической характеристики приводного АД и результатов исследований динамических свойств КШМ, рис. 2:

Рис. 2. Динамическая модель ВНА с общим приводом силового и подпиточного насосов:

М_д, ω_д – вращающий момент и угловая скорость асинхронного двигателя (АД);

С_д, β_д – коэффициенты жесткости и демпфирования механических аналогов упругой и диссипативной связей ротора со статором АД;

J_р, φ_р – момент инерции и угол поворота ротора;

С₁, β₁ – коэффициенты жесткости и демпфирования зубчатой передачи;

J_н, φ – момент инерции и угол поворота эксцентрикового вала;

П₁(φ), П₂(φ), П₃(φ) – нелинейные функции положения ведомых звеньев КШМ;

С_i, β_i – коэффициенты жесткости и демпфирования i-го КШМ;

m_i, x_i – масса и перемещение i-го поршневого комплекта;

С₂, β₂ – коэффициенты жесткости и демпфирования зубчатой передачи в приводе подпиточного насоса;

F_i(t) – сила давления рабочей жидкости на i-й плунжер насоса (технологическая нагрузка);

J_пн, φ_пн – момент инерции и угол поворота подпиточного насоса;

М_ссн, М_спн – моменты сил сопротивления силового и подпиточного насосов.

Динамика ВНА описывается линеаризованным дифференциальным уравнением второго порядка относительно переменной составляющей угловой скорости двигателя [3]:

, (2)

где

– коэффициент, характеризующий диссипативные свойства привода;

– квадрат собственной частоты колебаний привода ВНА (к = const, если J_по= const – приведенный момент инерции привода агрегата).

Функция возмущения W(t) правой части уравнения (2) отражает возмущение от сил сопротивления:

. (3)

На базе математической модели ВНА, представленной уравнениями (2) и (3), исследованы вибрационные процессы, обусловленные крутильными колебаниями ротора электродвигателя и периодическими изменениями момента М_с(t).

При возмущениях, от инерционных сил и полезной нагрузки установлены резонансные крутильные колебания в насосных агрегатах [5]. Теоретическими исследованиями выявлены особенности динамических свойств насосных агрегатов [7] и вскрыты причины их повышенной виброактивности [9].

Теоретические и экспериментальные исследования современных НС показали, что основными и постоянно действующими причинами повышенной виброактивности являются:

- динамические свойства применяемых электродвигателей обуславливают работу привода ВНА в режиме электромагнитного резонанса под действием инерционных сил и моментов, формируемых в приводе агрегатов с КШМ и клапанным распределителем рабочей жидкости; возбуждаемые при этом резонансные крутильные колебания, являются основной причиной высоких уровней вибрации и шума;

- динамические нагрузки в приводе с зубчатой передачей (перекладка зазоров в зацеплении), вызываемые переходными процессами при дискретном способе регулирования подачи насоса по давлению в напорном трубопроводе;

- полезные (технологические) нагрузки и обусловленные ими гидродинамические процессы (высокие пульсации давления) в силовом плунжерном насосе и динамические нагрузки при механических колебаниях в клапанных распределителях рабочей жидкости.

Указанные причины (неоптимальные структура и динамические свойства ВНА) обуславливают снижение надежности и безопасности эксплуатации НС.

Радикальными способами и средствами снижения виброактивности в насосных станций являются:

- совершенствование динамических свойств ВНА путем изменения структуры агрегата и параметров его приводных двигателей – переход на безредукторный привод от тихоходного двигателя с синхронной частотой вращения 600 об/мин или 750 об/мин и собственной частотой колебаний в 1,5 раза ниже частоты возмущений от силового насоса;

- исключение из состава привода понижающей зубчатой передачи – источника крутильных и осевых вибраций;

- применение в силовом насосе малоинерционных нагнетательных клапанов и увеличение числа плунжеров до 5-7;

- переход от дискретного способа регулирования подачи на плавный, что позволит исключить вибрацию и шум, формируемые при переходных режимах.

Уменьшение скорости вращения приводного двигателя обуславливает следующие преимущества:

1) при одной и той же величине остаточной динамической неуравновешенности ротора и соединительной муфты, вращающиеся центробежные силы снизятся в 4 раза (при n_с=750 об/мин) и в 6,25 раза (при n_с=600 об/мин) по отношению к центробежным силам при n_с=1500 об/мин;

2) снижение уровня виброактивности подшипников ∆L

, дБ (4)

на 6 дБ при n_с=750 об/мин и на 8 дБ при n_с=600 об/мин;

3) снижение уровня аэродинамического шума электродвигателя с самовентиляцией на расстоянии 0,5 м от корпуса можно оценить

, (5)

где L – уровень аэродинамического шума, дБ,

N – мощность электродвигателя, кВт,

n – частота вращения двигателя, об/мин.

Из формулы (5) следует, что при равных значениях N, снижение n обеспечивает уменьшение уровня аэродинамического шума.

Согласно (5) L₁₅₀₀=85,6 дБ, L₇₅₀=79,5 дБ, L₆₀₀=77,6 дБ, следовательно, уменьшения уровня аэродинамического шума двигателей равной мощности составляет 6,1 дБ при n_с=750 об/мин и 8,0 дБ при n_с=600 об/мин по отношению к уровню L₁₅₀₀=85,6 дБ;

4) Снижение общего уровня вибрации электродвигателей равной мощности при переходе от 1500 об/мин на 750 об/мин или 600 об/мин, можно оценить по формуле:

, дБ, (6)

где λ=0,4-0,6;

k=0,5-1,5; n₁ = 1500 об/мин.

Принимая λ=0,5 и k=1, получаем ∆L= -3 дБ при n₂=750 об/мин и ∆L= -4,01дБ при n₂=600 об/мин.

При реализации указанных предложений устраняются основные причины повышенной виброактивности ВНА: резонансные колебания в приводе и забросы давления в гидроблоках, а также и существенное снижение вибрации и шума (до 80 дБА). Это позволит, обеспечить безопасные условия труда, снизить профзаболевания и травматизм на угольных шахтах [9, 10].

Выводы и рекомендации.

1) Переход на прямой привод насоса от тихоходного двигателя позволяет обеспечить заданную подачу и упростить структуру ВНА – исключить косозубую зубчатую передачу – активный источник радиальной и осевой вибрации.

2) Увеличение числа пар полюсов и момента инерции ротора двигателя позволяет развести между собой собственную частоту колебаний привода и частоту возмущений и, следовательно, исключить резонансные режимы крутильных колебаний при установившихся режимах работы ВНА.

3) Снижение частоты вращения двигателя в 2–2,5 раза обеспечивает уменьшение общего уровня вибраций двигателя и отдельных его составляющих, а также соединительной муфты, что обеспечивает существенное улучшение динамических свойств ВНА и его ВАХ.

4) Улучшение виброакустических характеристик насосного агрегата, способствует повышению его надежности, а также обеспечению безопасных условий труда операторов НС.

Литература:

1. Анохина С. А., Гуляев В. Г. Анализ и систематизация источников вибрации высоконапорных насосных агрегатов и некоторые пути снижения их виброактивности. // «Механика жидкости и газа»/ Материалы VI Международной научно-технической студенческой конференции. – Донецк: ДонНТУ, 2007. – С. 5-11.

2. Гуляев В. Г. Динамические модели для исследования виброактивности насосных агрегатов в системах гидропривода механизированных крепей /
В. Г. Гуляев, К. В. Гуляев, С. А. Анохина // Наукові праці ДонНТУ. – Донецьк: ДВНЗ «ДонНТУ», 2007. – Вип. № 14(127). – С.81-92. – (Серія: «Гірничо-електромеханічна»).

3. Гуляев В. Г. Математические модели для исследования вибраций насосных агрегатов с кривошипно-ползунными механизмами в приводе / Гуляев В. Г., Анохина С.А. // Вісті Донецького гірничого інституту: Всеукраїнський науково-технічний журнал гірничого профілю. – Донецьк: ДВНЗ «ДонНТУ», 2008. – № 2. – С. 56-63.

4. Гуляев К. В. Математическая модель привода высоконапорного насосного агрегата для гидросистемы механизированных крепей / К. В. Гуляев // Наукові праці ДонНТУ. – Донецьк: ДВНЗ «ДонНТУ», 2004. – №83 – С. 121-128. – (Серія: «Гірничо- електромеханічна»)

5. Гуляев В. Г., Гуляев К. В., Анохина С. А. Крутильные колебания в электромеханическом приводе насосного агрегата и некоторые способы их устранения // Вісті Донецького гірничого інституту: Всеукраїнський науково-технічний журнал гірничого профілю. Донецьк, ДВНЗ „ДонНТУ”, 2008. – № 1. – С. 34-43.

6. Гуляев В. Г., Гуляев К. В., Китаева С. А. Экспериментальный метод определения вибрационных параметров высоконапорных насосных агрегатов для механизированных крепей // Наукові праці Донецького національного технічного університету. Випуск 16(142), серія гірничо-електромеханічна. - Донецьк: ДВНЗ «ДонНТУ», 2008. – С. 97-105.

7. Гуляев В.Г., Китаева С. А. Динамические свойства насосных агрегатов и их влияние на надежность гидропривода механизированных крепей // Вісті Донецького гірничого інституту: Всеукраїнський науково-технічний журнал гірничого профілю. Донецьк, ДВНЗ „ДонНТУ”, 2010. – № 1 – С. 210-218.

8. Гуляев В.Г., Китаева С. А. Причины повышенной виброактивности насосных станций для механизированных крепей и некоторые пути их устранения // Наукові праці Донецького національного технічного університету. Випуск 18(172), серія гірничо-електромеханічна. - Донецьк: ДВНЗ «ДонНТУ», 2010. – С. 53-68.

9. Гуляев В. Г., Гуляев К. В., Китаева С. А., Эренбург В.И. Высоконапорный насосный агрегат с пониженными уровнями вибрации и шума // Наукові праці Донецького національного технічного університету. Випуск 17(157), серія гірничо-електромеханічна. - Донецьк: ДВНЗ «ДонНТУ», 2009. – С. 97-105.

10. Китаева С.А. Способы снижения вибрации и шума насосных станций для механизированных крепей / Китаева С.А. // Способы и средства создания безопасных и здоровых условий труда в угольных шахтах: Сб. научных трудов МакНИИ, 2 (26). – Макеевка-Донбасс, 2011. –– МакНИИ. – С.112-121.