Билет 1.1. Индивидуальные характеристики турбомашин и их анализ применительно к различным конструкциям рабочих колес.

Билет 1.1. Индивидуальные характеристики турбомашин и их анализ применительно к различным конструкциям рабочих колес. Поскольку гидродинамические процессы в реальных турбомашинах сложны и количественная оценка влияния всех факторов невозможна, эксплуатационные характеристики определяются при их испытаниях. В качестве основной характеристики турбомашины принимают зависимость между ее напором и подачей при постоянной частоте вращения колеса (Н = f(Q)). При изменении частоты вращения и параметров рабочего колеса индивидуальная характеристика изменяется. 1) Лопатки загнуты назад (β2<90^0);2) Лопатки оканчиваются радиально (β2=90^0). 3) Лопатки загнуты вперед (β2>90^0). Для центробежных машин (β<90^0). а) характеристик монотонно-убывающая, б) «горбатая» - нерационально спроектирована проточная часть машины. Для осевых турбомашин. Характеристика имеет седлообразный вид (β<90^0). Давление. p = ρgH.	Билет 1.2. Полезная мощность и коэффициент полезного действия турбомашин. Полезная мощность – мощность, сообщаемая гидравлической машиной потоку проходящей через нее жидкости. NП = gρQH/1000 – для насоса; NП = Qp/1000 – для вентилятора. η = NП /N. N – мощность, потребляемая из сети. Потери энергии (мощности) в турбомашинах. При движении реальной жидкости через рабочее колесо или турбомашину имеют место 3 вида потерь: гидравлические, механические, объемные. К гидравлическим относят потери на вязкое трение и потери на вихреобразование (удар). ηГ = H/HТ. Объемные потери связаны с внутренними и внешними утечками через неплотности, под действием разности давлений. ΔQ = μЩSЩ√((2/ρ)ΔPЩ). μЩ – коэф. расхода через щель, ρ – плотность текучего, ΔPЩ – перепад давлений на щели. ηО = Q/QТ. Механические потери связаны с уменьшением момента, передаваемого лопатками жидкости. 98% мех потерь связаны с дисковым трением, т.е. гидравл. потерями, но не в проточной части машины (жидкость находится в зазоре между неподвижным корпусом и наружными поверхностями вращающихся колес, что оказывает тормозящее действие на ротор с потерей части мощности). ΔNМЕХ = N – NГ, NГ – гидравлическая мощность. ηМЕХ = N/NТ. Общий КПД. η = ηГ*ηО*ηМЕХ	Билет 2.1. Характеристики внешних сетей и определение режима работы турбомашин при параллельном и последовательном включении. Турбомашины работают на внешнюю сеть. Внешняя сеть и турбомашина, объединенные общностью режима работы называются установкой. В горной практике различают шахтные вентиляторные и водоотливные установки. Внешняя сеть водоотливной установки представляет собой трубопровод, оснащенный специальной арматурой. Вентиляторная сеть представляет собой систему горных выработок и каналов, соединяющих вентилятор с вентиляционным стволом. НС=НГ+RСQ^2 –напорная характеристика водоотливной сети, РС=RСQ^2 – давление в сети, RС – сопротивление сети, QC – расход (производительность) сети. Совместная работа турбомашин на внешнюю сеть применяется в тех случаях, когда ни одна из серийных турбомашин не может обеспечить заданные параметры режима работы. 1)Параллельная работа одинаковых центробежных вентиляторов на общую сеть. P1 = P2 при установившемся режиме QC = Q1+Q2 Различают аналитический и графический методы анализа совместной работы турбомашин. Наиболее простым и наглядным является графический метод суммарной характеристики турбомашин и характеристики сети, приведенной к одной из машин.
Билет 2.2. 2)Последовательная работа. При последовательном включении машин жидкость, прошедшая ч/з одну машину и получившая в ней приращение удельной энергии, поступает в следующую. Различают последовательную работу машин, расположенных в непосредственной близости и на значительном расстоянии. Если потерями напора в канале, соединяющем машины, можно пренебречь, то считают, что машины расположены в непосредственной близости. Когда это условие не выполняется, то их считают расположенными на значительном удалении друг от друга. Для того, чтобы решить задачу совместной работы перенесем первый насос их т.А в т.В, ее подача должна оставаться Q1 = QС. Эквивалентная машина должна развивать напор меньший на высоту отрезка АВ. По линии одинаковых подач из напора 1 машины вычитаем ординаты участка АВ и получаем напорную характеристику насоса 1. Поскольку обе машины располагают рядом, можно построить суммарную характеристику 1+2, путем сложения напора машины 1^’ и второй машины по линиям одинаковых подач. Полученная суммарная характеристика пересечет характеристику участка ВС в точке С, которая и будет соответствовать совместному режиму 2х машин, расположенных в разных точках. Чтобы определить напоры, развиваемые реальными машинами 1 и 2 и расход жидкости в сети из точки С опускаем вертикальную линию и точки пересечения характеристики реальных машин в вертикальной линией дадут режимы работы 1 и 2 машин.	Билет 3. Устойчивость работы турбомашины на внешнюю сеть. Явление срыва режима. Режим работы т.м. который автоматически восстанавливается после исчезновения причины вызвавшей его первоначальное отклонение называется устойчивым, в противном случае режим неустойчивый. Общие условия: -для насоса; -для вентилятора αс < 90° tg αс >0 90° < αм < 180° Согласно необходимым и достаточным условиям при работе центробежного вентилятора на сеть с любым аэродинамическим сопротивлением, режим будет однозначным, а значит устойчивым. – для осевых вентиляторов НГ<0,9*z*HКО-насосы(HКО-напор при 0 подаче;z– число ступеней(колес)).	Билет 4.1. Условия геометрического, кинематического и динамического подобия потоков, протекающих через натурную и модельную турбомашины. Поскольку точный учет всех факторов влияющих на характеристики т.м. не возможны при разработке новых (уникальных) машин и в процессе эксплуатации используют принципы подобия. При разработке уникальных машин создаются модели меньших размеров с той же конфигурацией проточной части. Модель испытывают и полученные характеристики пересчитывают по уравнениям подобия. Машины и протекающие через них потоки будут подобными, если соблюдаются условия геометрического, кинематического и динамического подобия. 1)Машины можно считать геометрически подобными если соотношения сходственных размеров в сходственных точках и углы будут одинаковы где Н – натурная; М – модельная машины; Кг-коэф геометр подобия. Геометрическое подобие предопределяет в определенной степени кинематическое подобие машины и потоков. 2)Кинематически подобными считаются машины у которых в сходственных точках будут подобными многоугольники скоростей. где Кк-коэф кинематического подобия. где Н – натурная; М – модельная машины.
Билет 4.2. 3)Динамическое подобие предусматривает постоянство отношений сходственных сил в сходственных точках машины (сила инерции, сила вязкости, веса). Достаточным условием динамического подобия установившегося движения несжимаемой вязкой жидкости в турбомашинах является равенство чисел Рейнольдса(Re) для натурной и модельной машин: ReН=ReM Число Re=cD/v, где с-скорость потока; D-линейный размер рабочего колеса; v-кинематический коэф вязкости. Число (Re) характеризует отношение сил инерции к силам вязкости, т.е. учитывает влияние вязкости жидкости на движение потока. Геометрически подобные машины составляют серию или их тип. Законы подобия турбомашин Законы подобия устанавливают соотношения эксплуатационных параметров функции наружного диаметра рабочего колеса D2 и частоты вращения n. где Н – натурная; М – модельная машины.	Билет 5. Привод турбомашин. Определение мощности двигателя. 1) Определение необходимой мощности насоса. При известных параметрах режима работы насоса мощность на его валу: Необходимая мощность электродвигателя принимается с учетом 10 %-го запаса к мощности на валу насоса: NД = 1,1ּNВ кВт. Если NД > 200 кВт для всех шахт, исключая сверхкатегорные, рекомендуется принимать высоковольтные асинхронные двигатели в нормальном исполнении серии А, АО. Для сверхкатегорных шахт и шахт, опасных по внезапным выбросам угля и газа, необходимо применять короткозамкнутые двигатели во взрывобезопасном исполнении серии ВАО. 2)Определение необходимой мощности двигателя компрессора. К – коэффициент учитывающий резерв мощности на случай снижения К=1,05 – 1,2 Pa, Pk – атмосферное и номинальное давление сжатого воздуха, принятого в Мпа Qk – паспортная производительность выбранного компрессора При Nдв ≤ 75 кВт принимают низковольные (380 – 660 В) асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором: При установке на поверхности – А, АО При установке в шахте – ВР, ВАО При Nдв > 75 кВт принимают синхронные двигатели Uдв = 6кВ, СДК, ДСК, ДСКП – поршневые. СТМ, СТД – центробежные. Для управления двигателями низковольтными асинхронными, малой мощности в шахте используются пускатели ПВ, на поверхности используются обычные пускатели. Для управления высоковольтных – комплектные распределительные устройства КРУ, КСО, К.	Билет 6. Цели, задачи и порядок испытания стационарных машин. 1.Испытание вентиляторных установок (полное и частичное испытание). Целью полных явл. получение данных для построения индивидуальных характеристик. Частичное производится периодически, для выявления фактических режимов работы и соответствие их области промышленного использования. При проведении испытаний используются спец приборы для контроля параметров при эксплуатации (давление-депрессиометром и производительность-расходомером, потребляемая мощность-ваттметром, частота вращения-тахометром, статического КПД, внешних утечек). Для измерения характеристик вентляционных сетей рекомендуется отсоединять установку от шахтной сети лядой канала и производить засасывание атмосферного воздуха через резервный вентилятор, регулируя сопротивление сети поворотом лопаток осевого направляющего аппарата. 2. Испытание насосных установок. Целью явл. получение индивидуальных характеристик и сравнение их с заводскими, для установления технического состояния насосов. Их производят после монтажа водоотливных установок, а также после каждого капитального ремонта, при этом замеряется напор, подача и потребляемая мощность, в диапазоне режима работы, перекрывающим рабочую область насоса. Для измерения подачи используется Вентури и диафрагма с дифференциальным манометром. Напор измеряется манометром и вакууметром. Смотри схему подключения приборов. 1-вакуумметр; 2 – манометр; 3- измерительная диафрагма; 4 – дифференциальный манометр; 5 – задвижка.
Билет 7. Требования ПБ и ПТЭ, предъявляемые к главным водоотливным установкам шахт. 1.Шахтные водоотливные установки должны иметь водосборники, состоящие из двух и более выработок, объем которых рассчитывается на прием четырехчасового нормального водопритока. 2.Если нормальный часовой водоприток более 50 м^3/ч, установка должна быть оборудована не менее чем тремя насосными агрегатами. Подача каждого агрегата или группы рабочих агрегатов должна обеспечивать откачку нормального суточного притока воды не более чем за 20 часов. 3.Главная водоотливная установка должна быть оборудована не менее чем двумя напорными трубопроводами, из которых один является резервным. При числе рабочих трубопроводов до трех должен быть один резервный трубопровод, более трех - два. 4.Схема коммутации напорных трубопроводов и насосов в камере должна обеспечивать откачку суточного притока при ремонте любого элемента установки. 5.Напорные трубопроводы после монтажа и через каждые 10 лет эксплуатации должны подвергаться гидравлическому испытанию давлением, превышающим максимальное рабочее на 25%. 6.При водородном показателе шахтной воды pH<6 насосы, трубопроводы, арматуры должны иметь кислоупорное исполнение. При pH≥6 все элементы должны иметь нормальное исполнение. 7.Фактический режим работы насосов должен быть экономичным, устойчивым и бескавитационным. 8.Водоотливные установки должны осматриваться ежесуточно работником, назначенным главным механиком. Не реже одного раза в две недели – главным механиком. Не реже одного раза в два года должна осуществляться ревизия и наладка силами специальной организации.	Билет 8. Порядок проектирования главных водоотливных установок. 1.Определяем параметры предполагаемого режима работы насосов и выбирается технологическая схема водоотлива. 2.Производится выбор насоса, число рабочих колес(ступеней) и осуществляется проверка по условиям устойчивой работы. 3.Рассчитывается оптимальный диаметр напорного трубопровода, его толщина стенки и производится выбор стандартной трубы. 4.Выбирается схема коммутации трубопроводов и насосов в камере и рассчитывается гидравлическое сопротивление внешней сети. 5.Опред-ся графич-м методом параметры фактич-го режима работы насосов по условиям достаточности, экономич-ти и бескавитационности. 6.Опред-ся необходимая мощность и выбирается приводной двигатель. 7.Рассчитывается среднегодовой расход электроэнергии. 8.Рассчит-ся экономич-е пок-ли главной водоотлив-й уст-ки и по вариантам выбирается наивыгоднейший.	Билет 9.1. Технологические схемы главного водоотлива шахт и их обоснование. 2 группы: I)Используют при одногоризонтной отработки шахтного поля. №1)Одноступенчатый водоотлив. Самая простая в управлении, надежная и создается при min капитальных затратах.(при рН>=6, Hp<=1300м, или при рН<6, Hp<=640м). №2) «-» - сложное управление; большие затраты на сооружение камеры; доп.насосные агрегаты. №3)Ступенчаты водоотлив при котором на промежуточной отметке сооружается доп камера(7) и насосы включаются последовательно(при рН>=6, Hp<=2000м, Qp<1000м^3/ч). «-»-снижается надежность. №4)Ступенчатый водоотлив с водосборником(8) на промежуточной геодезической отметке (при рН<6, Hp=1280м, Qp<550м^3/ч).
Билет 9.2. II)Используют при многогоризонтной отработки шахтного поля. №5)Применяется при значительных водопритоках I горизонта. №6)Применяется когда водопритоки II горизонта больше, чем I. №7)Дает использовать гидростат напор воды, собранный на I-ом горизонте путем использования регулировочной задвижки… Тем самым несколько повышается давление во всасывающем трубопроводе, увеличивается производительность и КПД. №8)Обе насосные станции сооружены на своем горизонте.	Билет 10. Обоснование типа и числа насосов. Определение количества ступеней и проверка предполагаемого режима на устойчивость. Определение типа и числа насосов Для определения типа насосов необходимо точку с координатами (Qmin; H’- необходимый ориентировочный напор насоса) нанести на сводный график областей промышленного использования. Если точка попадает в рабочую зону двух насосов, то выбираем тот который нам больше подходит. Если pH<6 то выбираем насос в кислотоупорном исполнении, если pH>6 – нормальное исполнение. Общее количество насосов определяется по формуле: при nНР≤8, Определение числа ступеней и проверка насоса на устойчивость режима работы: По индивидуальным характеристике выбранного насоса определяем напоры на одно колесо (НКН –напор при номинальной подаче; НКО – напор при нулевой подаче). Расчетное число колес: , полученное значение рабочих колес округляем до ближайшего меньшего значения. Выбранный насос проверяем на наличие рабочего режима и его устойчивость по соотношению: , если. условие не выполняется, следует увеличить число колес на единицу. Когда условие выполняется, то рабочий режим будет устойчивым.	Билет 11.1. Определение наивыгоднейшего диаметра трубопровода, их числа и характеристики. Первоначально число водоотливных рабочих трубопроводов рассчитывается на условия включения двух рабочих насосов на один трубопровод: nТРР=nНР/2 Полученное значение округляется до ближайшего большего целого Согласно ПБ по числу рабочих трубопроводов и pH принимают количество резервных трубопроводов Общее число трубопроводов nТР равно сумме числа рабочих и резервных: nТР=nТРР+nТР.РЕЗ 1)Оптимальный диаметр трубопровода определяется по формуле: где B – коэффициент пропорциональности; аЭ – стоимость одного эквивалентного кВтּч электроэнергии, руб, QПР – среднечасовой приток, м^3/ч, QНН – номинальная подача принятого насоса, м^3/ч; аТР – норма амортизационных отчислений на трубопровод в долях единицы; E - нормативный отраслевой коэффициент капиталовложений; kТР – коэффициент стоимости одного погонного метра трубы, зависящий от принятого рабочего давления, марки стали; ηУ – приближенное значение КПД водоотливной установки; Среднечасовой приток определяется по формуле: QПР=(300*QH+65*Qmax)/365=(300*QH+65*k*QH)/365 м^3/ч. k-коэф. неравномерности притока. Стоимость одного эквивалентного кВтּч электроэнергии (двуставочный тариф приводим к одноставочному): аэ=к1+к2*(nНР*QHH/24*365*QПР) где k1, k2 – ставки тарифа на электроэнергию, руб; Приближенное значение КПД водоотливной установки: ηУ=ηНН* ηДВ* ηС где ηНН – номинальный КПД принятого насоса; ηДВ – ориентировочное значение КПД электродвигателя; ηС – КРД электрической сети; Расчетное давление в соответствии с ПБ и ПТЭ должно составлять 1,25 рабочего и может быть определено для нижнего сечения трубы по формуле: РР=1,25*ρ*g*H’ МПа. По таблице выбираем значение коэффициента kТР, зависящий от принятого расчетного давления (РР) и марки стали.
Билет 11.2. 2)С учетом ГОСТ Согласно ГОСТ 3845-75 минимальная толщина стенки трубы по условию достаточной прочности определяется как δ0=РР*dопт/2*[δ]=РР*dопт/0,8*σв где [σ] – допускаемое напряжение; σВ – временное сопротивление разрыву принятого материала трубы, значения которого соответствуют марке стали, МПа; С учетом коррозионного износа расчетная толщина стенки трубопровода: δР=100*[δ0+(δКН+δКВ)*t]/100-kд где δКН – скорость коррозии наружной поверхности труб,мм/год; δКВ­ – скорость коррозии внутренней поверхности (зависит от pH), мм/год; t – срок службы трубопровода, t=10 лет; kД – коэффициент, учитывающий минусовой допуск толщины стенки при прокате труб, %; Наружный расчетный диаметр трубы: при pH≤5 dНР=dопт+2*δР+30 мм. при pH>5 dНР=dопт+2*δР мм. По ГОСТ 8732-78 принимается ближайший меньший к расчетному наружный диаметр (dН мм) и ближайшая большая толщина стенки (δ мм). Фактический внутренний диаметр нагнетательного трубопровода: при pH≤5 d=dH-2*δ-30 мм. при pH>5 d=dH-2*δ мм. Для улучшения всасывающей способности насоса внутренний диаметр трубопровода dВС рекомендуется принимать на 25-50 мм больше, чем диаметр всасывающего патрубка.	Билет 12.1. Определение параметров фактического режима работы насоса, проверка их по условиям достаточности, экономичности и бескавитационности 1)Параметры рабочего режима определяют графическим методом. Для этого совмещают индивидуальные характеристики принятого насоса с характеристикой внешней сети, приведенной к одному колесу и выполненной в том же масштабе. Характеристика внешней сети приводится к одному колесу по формуле: где z-число колес насоса; НГ – геодезическая высота, м; Rоб-общее сопротивление внешней сети; Q-подача насоса. Подстановкой ряда значений подач Q в уравнение характеристики внешней сети определяем соответствующие им напоры H. Полученные результаты сводим в таблицу. Строим график индивидуальных характеристик насоса совмещенный с характеристикой внешней сети:	Билет 12.2. 2)Параметры фактического режима проверяют по условиям: 1.Достаточности: Qф≥Qmin, где Qф и Qmin-фактическая и минимальная подачи; 2.Экономичности: ηф≥0,85*ηнн, где ηф и ηнн-фак и номинальные КПД; 3.Бескавитационности: HВАК.Ф ≤ HВАК.ДОП, где HВАК.ДОП и HВАК.Ф–допустимая и фактическая вакуумметрическая высота, м; Если условие (1) не выполняется, то увеличивают число ступеней на 1. Если z=zmax, то увеличивают диаметр трубопровода. Если условие (3) не выполняется, то надо: а)Уменьшить высоту всасывания(НВС) до 2,5 м; б)Увеличить диаметр всасывающего трубопровода в 1,65 раза от диметра всасывающего патрубка; в)Уменьшить фактическую подачу(Qф) вплоть до того, чтобы Qф=QР(расчетная подача). Это делается путем прикрытия задвижки; г)Применяют бустерный (подпитывающий) насос; д)Сооружение насосной камеры ниже чем водосборник.

Билет 13.1. Регулирование режимов работы насоса. 1)Регулирование режима работы с помощью задвижки, установленной во всасывающем трубопроводе. 2)Регулирование режима работы насоса дозированной подачей воздуха во всасывающий трубопровод. Изменение плотности смеси, ρсм = var. При подсосе воздуха плотность смеси снижается. P= ρηг(u2c2-u1c1)/2; Pm=Pa – ρВgRBQB^2; Также уменьшается подача, поскольку при перекрытии некоторой части межлопастных каналов воздухом изменяется степень заполнения входного сечения рабочего колеса активным потоком воды. QB = √(Pa-Pm)/ ρВgRB; 1-центробежный насос; 2-всасывающий трубопровод; 3-демпфирующая емкость(гаситель); 4-кран для регулирования подачи воздуха. 3) Регулирование режима работы центробежного консольного насоса подрезкой рабочего колеса. Производится обточка колес, т.е уменьшение их внешнего диаметра с D21 до D22 или D23 D2=VAR Q1/Q2=(D21/D22)^2; H1/H2=(D21/D22)^2 D21>D22>D23	Билет 13.2. 4) Регулирование режима работы насоса изменением числа его ступеней. Zk= VAR Zk1> Zk2-число колес При уменьшении числа колес характеристика насоса изобразиться кривой (Zk2), а режим работы-точкой (2).	Билет 14.1. Какие исходные данные и требования ПБ должны быть известны для вентиляторной установки. Порядок обоснования и выбор элементов установки. 1)Требования ПБ и ПТЭ, предъявляемые к установкам главного проветривания. 1.ГВУ должна располагаться на поверхности и соединяться со стволом специальным каналом. Устье вентиляторного ствола должно быть загерметизировано. 2.Вентиляторная установка должна иметь резерв по производительности не менее 20% от расхода в шахте в наиболее трудный период. 3.Режим проветривания может быть всасывающий, нагнетательный, нагнетательно-всасывающий. Если шахта газовая, то предпочтение отдается всасывающему способу проветривания. 4.На газовых шахтах вентил-я уст-ка должна иметь не менее 2-х агрегатов. На негазовых возможно применение 1-го агрегата при наличии резервного двигателя. 5.По степени бесперебойности электроснабжения ГВУ относятся к 1-й категории, т.е. установка получает питание от 2-х независимых источников электроэнергии. 6.ГВУ д.б. оснащена средствами экономичного регулирования режима работы. 7.Установка д.б. оснащена устройствами реверсирования воздушной струи за время, не превышающее 10 минут, при этом расход воздуха в шахте д.б. не менее 60% от расхода воздуха в нормальном режиме работы. Реверсивные устройства должны опробываться не реже 1-го раза в 2 месяца. Реверсирование струи осуществляется не реже 2-х раз в год. 8.Не реже 1-го раза в год установка должна повергаться ревизии и наладке силами специализированных организаций. 9.Изменение режима работы вентилятора осуществляется по письменному разрешения главного инженера или директора шахты. 10.Управление вентиляторной установкой допускается машинистом, сдавшим экзамен. Дистанционное управление - с пульта главного диспетчера шахты с помощью аппаратуры, прошедшей испытание. 11.ГВУ должны ежесуточно осматриваться работником, назначенным главным механиком; не реже 1 раза в 2 недели должна осматриваться самим главным механиком. Результаты осмотров, опробывания реверсивных устройств и отказов фиксируется в спец журнале. Для автоматического контроля производительности, давления, развив-го вентилятором и температуры подшипников на установке применяются указывающие и регистрирующие приборы.
Билет 14.2. 2) Порядок проектирования вентиляторных установок главного проветривания. 1.Определяем параметры предполагаемого режима работы вентиляторов. 2.Выбор вентилятора, частоты вращения вала и способа регулирования режима работы. 3.Опред-е графич-м методом параметров фактич-го режима работы вентиляторов. 4.Определение мощностей потребляемых вентилятором в рабочих режимах и годового расхода электроэнергии. 5.Определение среднегодовых эксплуатационных затрат. 3)Исходные данные: 1)Депрессия шахты по периодам эксплуатации(hшн и hшк даПа); 2)Требуемый расход воздуха в шахте по периодам эксплуатации(Qшн и Qшк м^3);3)Коэффициент внешних утечек(kВУ); 4)Цена 1 т вентилятора; 5)Цена 1 т электродвигателя; 6)Цена минерального масла руб/кг; 7)Цена консистентной смазки; 8)Тарифные ставки оплаты за электрическую энергию; 9)Нормы амортизационных отчислений (Вентиляторы и Двигатели); 10)Среднечасовая тарифная ставка работников руб/ч; 11)Среднеплановая продолжительность рабочего времени за месяц: Ф=160 ч; 12)Районный коэффициент: КР; 13)Коэффициент отчислений на социальные нужды: КСН; 14)Коэффициент доплат: КД=1,85; 15)Число штатных единиц; 16)схема проветривания.	Билет 15.Обоснование и выбор типа вентилятора главного проветривания. Для выбора вентилятора на сводные графики областей промышленного использования шахтных вентиляторов главного проветривания наносят точки с координатами (РН, РК, РНР, РКР) и выбирают вентилятор, в область промышленного использования которого входят эти точки. 2. Если точки в области 2х однотипных машин, то предпочтение следует отдать машине с меньшим диаметром колеса и большей частотой вращения. 3.Следует принять машину, в которую вошли точки нр и кр и 2 частоты вращения(пониженную и основную и 2 двигателя). Если точки не попали в область с наименьшим диаметром, то выбирают паспортную частоту вращения и регулирование осуществляют снятием половины лопаток с колеса 2ой ступени. 4. Если точки в области 2х разнотипных машин, рассматривают оба варианта и принимают наивыгоднейший. 5.Все точки вне области промышленного использования серийных машин. Если серийные машины имеют достаточное давление, то принимают несколько машин на параллельную работу, если имеются машины достаточной производительности, но развивают недостаточное давление, принимают несколько машин при их последовательном включении.	Билет 16.Определение фактического резерва вентилятора по производительности, необхо­димой мощности двигателя и выбор его по каталогу Резерв производительности вентилятора устанавливают как отношение производительности вентилятора, определяемой точками пересечения характеристик вентиляционной сети с правой граничной характеристикой вентилятора, к заданной производительности. Для реверсивных вентиляторов необходимо определять производительность при реверсировании вентиляционной струи. По ПБ она должна быть не менее 60% от производительности при нормальной работе. Мощность приводного двигателя вентилятора определяется для каждой ступени частоты его вращения при максимальном и минимальном эквивалентных отверстиях шахты за период ее эксплуатации: N=QР/(1000*ηУ.СТ) Значения параметров Q, p, ηУ.СТ принимаются как коорди­наты соответствующей рабочей точки на характеристике венти­лятора. Двигатель принимается мощностью: NДВ=kNmax, где Nmax-максимальная мощность на валу вентилятора на данной ступени частоты вращения; k = 1,1-1,15 — коэффициент запаса мощности на случай перегрузок.
Билет 17. Определение мощности на валу, потребляемой из сети, расхода и стоимости эл.энергии. На первом этапе проектирования необходимаяпроизводительность вентиляторной установки определяется по формуле: , где Qш-расход воздуха, потребный для проветривания шахты; kу.в-коэф., учитывающий утечки воздуха ч/з надшахтные сооружения и каналы вентиляторов. Мощность вентилятора (на его валу) определяется: , где hmin, hmax-максимальные и минимальные эквивалентные отверстия шахты; Qc-суммарная производительность; ηс-КПД электрической сети. Пользуясь формулами Nmin и Nmax по hmin, hmax определяют максимальную и минимальные мощности на валу вентилятора, по значениям которых выбирают тип и мощность привода вентилятора. В случае применения асинхронных двигателей при Nmin/ Nmax<0,6 рекомендуется принимать 2 двигателя на различные периоды работы вентиляторной установки. Синзронный двигатель всегда принимается 1 на весь срок службы вентилятора. Среднегодовой расход электроэнергии вентиляторной установки определяют по формуле: Wг=Nc*nвр*24*365, квт*ч, где Nc-суммарная мощность; nвр-число рабочих вентиляторов. Стоимость элетроэнергии: Сэ=Wгк1+Ncc*к2, Вт, где k1 – ставка за 1 кВтּч израсходованной электроэнергии, руб/кВтּч; k2 - ставка за 1 кВт мощности, заявленной в максимум нагрузки, руб/кВтּгод; Ncc-мощность заявленная в max нагрузке, Ncc=Nc* nвр/ηс.	Билет 18.1. Регулирования режима работы вентиляторов. 1)Регулирования режима работы вентилятора с помощью направляющих аппаратов. Регулирование изменением направления потока на воде в рабочее колесо основывается на изменении скорости закручивания потока при входе в рабочее колесо. Аппараты представляют собой систему поворотных лопаток, установленных перед входом в колесо вентилятора. Посредством специального механизма все лопатки могут одновременно поворачиваться относительно своих радиальных осей. Лопатки изменяют направление воздушного потока, т.е. сообщают ему скорость закручивания в результате изменяется напор вентилятора. Если поток закручивается в направлении вращении колеса, то давление и потребляемая мощность уменьшается. Если наоборот, то увеличивается. 2)Регулировакние режима работы осевых вентиляторов поворотом или снятием части лопаток рабочего колеса. Регулирование поворотом лопаток осуществляется в осевых вентиляторах и поворотом некоторых частей лопаток рабочего колеса в центробежных вентиляторах. Этот способ особенно целе­сообразен для случаев, когда основным регулируемым параметром является давление за вентилятором. При изменении угла θ установки лопаток осевого рабочего колеса изменя­ется угол атаки δ, что приводит к изменению циркуляции вокруг лопатки. «+»При увеличении угла установки лопаток, увеличивается производительность, развиваемое давление и КПД. Глубина регулирования выше, чем направляющими аппаратами. «-»Изменение угла установки производится вручную на остановленном вентиляторе. Снятие части лопаток с рабочего колеса 2-ой ступени. Р=ρ*Гл*Zл*ω/2π, где Гл-циркуляция вокруг лопатки.	Билет 18.2. 3)Регулирование режима работы турбомашин искусственным изменением характеристики внешней сети. При естественном аэродинамическом сопротивлении внешней сети режим работы определяется точкой А1 и параметры будут Q1, P1, N1. При расчете требуемого расхода воздуха Q2 искусственно с помощью шибера(дросселя) увеличивают аэродинамическое сопротивление внешней сети и тем самым переводят режим работы в точку А2,при этом уменьшается потребляемая мощность, но значительная часть энергии расходуется на преодоление сил сопротивления. Также уменьшается производительность, но увеличивается давление. 4)Регулирование режима работы центробежного вентилятора с помощью поворотных закрылков. У центробежных вентиляторов конструктивно удается выполнить поворотными только хвостовые части лопаток-закрылков. При повороте закрылков (4) в сторону вращения рабочего колеса увеличиваются фактический диаметр (D2’’>D2) и угол выхода лопаток (β2). В этом случае давление развиваемое вентилятором, увеличивается. Если закрылки (4) повернуть против вращения колеса его диаметр по лопаткам (D2’<D2) и угол (β2) уменьшаются, то и давление уменьшится. 3-неподвижная часть лопатки; 4-закрылок; 5 и 6-положение закрылка при отрицательном (θ<0^0) и положительном (θ>0^0) углах его установки.

Билет 19. Классификация компрессоров и область применения. Область применения: 1)Это угольные шахты с крутым падением пластов опасные по внезапным выбросам угля и метана, на которых запрещено в целях безопасности применение эл энергии; 2)Рудники на которых добываются руды черных и цветных металлов и применяется буровзрывной способ отбойки руды, требующая большого объема буровых работ по крепким порода. Классификация: 1)По способу сжатия: а)машины объемного действия(давление повышается при уменьшении объема герметичной рабочей камеры); б)динамического действия(давление воздуха повышается за счет силового взаимодействия потока воздуха с лопатками рабочего колеса); 2)По конструкции рабочего органа: а)поршневые; б)ротационные; в)винтовые; г)турбокомпрессоры. 3)По конечному давлению воздуха(Рк): а)низкого давления(Рк<1Мпа); б)среднего давления(1<Рк<=10Мпа); в)высокого давления(10<Рк<250Мпа). 4)По производительности(Qк): а)низкой производительности (Qк<=6Нм^3/мин); б)средней(6<Qк<=50); в)большой(Qк>50). 5)По числу ступеней сжатия: а)одно; б)двух; в)многоступенчатые компрессоры. 6)По роду сжимаемого газа: а)воздушные; б)аммиачные; в)фрионовые и др.	Билет 20. Основные принципы расчета воздухопроводной сети. Порядок расчета: 1)Определяется расход воздуха по участкам пневмопровода; 2)Определяется расчетный и стандартный диаметр трубы; 3)Рассчитываем фактическую потерю давления и определяется давление в начале рассчитываемого участка; 4)По значению давления на выходе компрессорной станции и общему расходу воздуха в сети выбирается тип и количество компрессоров; 5)По паспортным данным компрессора рассчитывается требуемая мощность и выбирается приводной эл двигатель; 6)Определяется место расположения и выбирается вспомогательное оборудование(фильтры, концевые охладители и водомаслоотделители). 7)Производится расчет системы для охлаждения воды; 8)ТЭК показатели. 1- выбираем компрессор и количество потребителей; 2- затем определяем расход воздуха по участкам сети(для этого мы должны знать номинальное давление приёмников); 3- расчёт ведётся от самого удалённого пункта, по направлению к компрессорной станции; 4- после распределения воздуха по участкам, расчётные значения диаметров трубопроводов, соединяющие самые удаленные участки, ведут по экономически выгодной скорости сжатого воздуха. А диаметры участков определяют по заданной потери давления.	Билет 21. Выбор типа и числа компрессоров. Выбор типа и числа компрессоров производится по подсчитан­ным значениям производительности и рабочего давления, а также преимуществ и недостатков отдельных типов компрессоров. В на­стоящее время исходя из экономичности ориентируются: при рабочей производительности компрессорной станции <500 м^3/мин — на поршневые компрессоры; при произ­водительности станции > 500 — на центробежные компрес­соры. Центробежные компрес­соры рекомендуется применять вместе с некоторым числом (до 25% по производительности) поршневых, которые вместе с возду­хом подают в трубопровод некоторое количество масла, что позво­ляет уменьшить коррозию внутренних поверхностей труб и обо­рудования.
Билет 22.1. Регулирование режима работы компрессоров. 1)Регулирование режима работы поршневых компрессоров изменением величины вредного пространства. Позволяет снизить производительность за счет уменьшения количества всасываемого воздуха (газа). Сжатый при нагнетании воздух (газ), заключенный в дополнительном вредном пространстве, во время всасывания частично заполняет рабочее пространство цилиндра, уменьшая соответственно производительность компрессора. По экономичности этот способ регулирования равноценен регулированию отжимом пластин всасывающего клапана. Этот способ применяется для регулирования производительности поршневых компрессоров на горных предприятиях. Диаг 1-2-3-4-1 соотв. Vп. При подключении Vдоп1 (доп объема вредного пр-ва) диаграмма будет 1-2’-3-4’. При подкл Vдоп1 + Vдоп2 объем вредного пр-ва ув-ся настолько, что весь сжимаемый воздух будет в щели: нагнетательный клапан не откр-ся, а обратное дв-е поршня от 3-1 и расширение при достижении поршнем крайнего положения и всас клапан не откр-ся. 1 – электропневмодвигатель 2 – клапан регулятора 3 – дополнительно вредное пространство	Билет 22.2. 2)Регулирование производительности поршневого компрессора отжимом пластин всасывающего клапана. Диаграмма 1-2-3-4-1 демонстрирует рабочий цикл без регулирования производительности компрессора. При этом через открытый всасывающий клапан воздух из рабочего объема возвращается в атмосферу и если клапан открыт постоянно то p-v диаграмма вырождается в фигуру с площадью 1-5-1, т.е. производительность компрессора = 0. работа затрачиваемая на перемещение поршня численно равна заштрихованной площадке, т.е. в данном случае реализуется прерывистый принцип регулирования. Если задерживать запорные органы всасывающего клапана в открытом состоянии на части хода поршня, то PV-диаграмма будут ограждаться диагр. 1-2’-2’’-3-4-1.	Билет 22.3. 3)Регулирование производительности поршневого компрессора дросселированием потока во всасывающем трубопроводе. Осуществляется с помощью заслонок с гидроприводом и системой упр. При дросселировании потока газа его энтальпия не изменяется в пределах постоянства уд теплоемкости и t газа считается постоянной. εk =Рк/Рн= Рк*/Рн*= εk*; Рк*=Рн εk; Q0*/Q0= Рн*/Рн; Nн*/Nк*= Рн*/Рн; Рн=Р0, её хар-ки мощности и давления соотв линиям 1 и 2. При частичном перекрытии всас трубопровода заслонкой давление на входе в 1-ступень Рн* станет меньше Р0 на величину ΔР в соотв с хар-кой дроссельного устройства 3. Поскольку при дросселировании плотность воздуха падает, то объемная пр-ть компрессора, приведенная к атм условиям, станет = Q2. Наличие системы авт регулирования режима позволяет уменьшить вероятность неустойчивого режима работы компрессора 4) регулирование частоты вращения вала компрессора Законы подобия свидетельствуют о том, что при изм частоты вращения вала его пр-ть изм пропорционально, а дваление сжатого воздуха находится в квадратичной зависимости от частоты. Тк – машина большой мощности (>2000кВт), они проводятся в движение от паровых газовых турбин или эл двигателей. В пневмоустановках горных предприятий используются синхронные двигатели с постоянной частотой вращения вала. 5)изм угла установки лопаток рабочего колеса и диффузора Сопряжен со значительными усложнениями конструкции. При работе возникает вибрация лопаток и разрушение узлов их крепления. В отеч практике не получил шир распр. 6)выпуск сжатого воздуха в атмосферу Выпуск части сжатого воздуха в атмосферу явл самым простым, но неэкономичным способом, поэтому применяется только в защите от помпажа
Билет 23. Коэффициент производительности поршневого компрессора и факторы, влияющие на него. Производительность поршневого компрессора (м^3/мин) соответственно для цилиндров одинарного и двойного действия: где λ – коэффициент, учитывающий влияние различных факторов, имеющих место при работе реального компрессора и приводящих к её уменьшению; F1 и F2 – площади поршня с одной и другой стороны; s – ход поршня. Коэффициент λ называют к-м производительности. Он состоит из комплекса коэф-в (объемного, давления, герметичности, подогрева, влажности): . Для современных поршневых компрессоров λ = 0,7-0,9. Объемный коэффициент λО учитывает снижение производительности из-за наличия вредного пространства и представляет собой отношение объемов рабочего к геометрическому. Коэффициент давления λР учитывает уменьшение производительности компрессора, обусловленное тем, что давление воздуха (газа) в цилиндре при всасывании ниже давления p1 во всасывающем трубопроводе (λР = 0,9-0,95). Коэффициент герметичности λГ учитывает снижение производительности из-за утечек газа из области нагнетания в область всасывания или в атмосферу через зазоры между цилиндрами и поршневыми кольцами, в сальниках и рабочих клапанах (λГ = 0,95-0,98). Коэффициент подогрева λТ учитывает снижение действительной производительности по сравнению с теоретической из-за уменьшения удельного объема газа в связи с его нагревом в цилиндре при всасывании. Коэффициент влажности λВ используется в случае учета снижения производительности из-за конденсации влаги в процессе сжатия. Это изменение для воздуха мало, и применительно к шахтным компрессорам можно не учитывать при расчете производительности.	Билет 24. Индикаторная диаграмма цикла поршневого компрессора и ее анализ. Рабочий процесс в поршневом компрессоре удобно рассматривать, воспользовавшись диаграммой процесса в системе P-V. Работа реального компрессора и термодинамические процессы значительно отличаются от работы и процессов, происходящих в идеальном компрессоре. В цилиндре реального компрессора после окончания процесса нагнетания остается определенное количество газа, объемом V0 сжатого до давления нагнетания P3. Во время пр-са всасывания этот газ расширяется и заполняет часть объема цилиндра, уменьшая производительность компрессора. Поэтому пространство цилиндра, заполняемое остаточным газом, наз. вредным. Рис. Процесс сжатия (линия 1-2), процесс нагнетания (линия 2-3), процесс расширения газа, заключенного во вредном пространстве (линия 3-4), процесс всасывания (линия 4-1).	Билет 25.1. Рабочий цикл компрессоров с бесклапанным воздухораспределением и его показатели. По конструкции такие компрессоры подразделяются на ротационные и винтовые. 1- корпус, 2- всасывающий патрубок, 3- ротор, 4- пластины, 5- нагнетательный патрубок. В цилиндрической расточке располагается эксцентрично ротор с радиальными пазами, в которые помещены пластины, разделяющие серповидный зазор на ряд камер. При вращении ротора по часовой стрелке, объем камер, находящихся слева от вертикальной плоскости, проходящей через ось машины и линию I-III увеличивается. При увеличении объема камер, давление в них становится ниже атмосферного, при этом происходит их заполнение атмосферным воздухом. Как только вперед идущая пластина пересечет линию II, происходит нагнетание воздуха. При перемещении ротора после линии III увеличивается рабочее пространство и происходит расширение.
Билет 25.2. PНП – давление в нагнетательном патрубке, Р2 – давление на выходе из компрессора. 4-1 – всасывание; 1-2 – сжатие; 2-3, 5-7, 9-10 – процесс нагнетания сжатого воздуха в сеть; 2-5 – изохорное сжатие воздуха в камере, 2-11 – изохорное расширение (выхлоп). PНП > Р2 процесс идет по схеме 4-1-2-5-7-4.

Дата добавления: 2015-08-29