CC BY
0
ГИАБ. Горный информационно-аналитический бюллетень / MIAB. Mining Informational and Analytical Bulletin, 2023;(10):56-73 ОРИГИНАЛЬНАЯ СТАТЬЯ / ORIGINAL PAPER
УДК 621.671.22 DOI: 10.25018/0236_1493_2023_10_0_56
О КОНТРОЛЕ ЗА ТЕХНИЧЕСКИМ СОСТОЯНИЕМ УЗЛА ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ ПЯТЫ СЕКЦИОННОГО НАСОСА
Н.П. Овчинников
Северо-Восточный федеральный университет им. М.К. Аммосова, Якутск, Россия, e-mail: [email protected]
Аннотация: При подземной добыче полезных ископаемых одним из ключевых видов горного оборудования являются секционные насосы. На горнодобывающих предприятиях Российской Федерации одной из причин преждевременного достижения секционным насосом предельного технического состояния является интенсивное механическое разрушение его базовых деталей. Разрушение обычно происходит в результате работы секционного насоса с критическим осевым сдвигом ротора по причине отказа узла гидравлической пяты. Традиционно контроль за техническим состоянием узла гидравлической пяты осуществляется путем слежения в реальном режиме времени за осевым сдвигом ротора насоса. Сдвиг ротора измеряется с помощью специального датчика, закрепленного на валу секционного насоса. Практика показывает, что в условиях подземных рудников АК «АЛРОСА» (ПАО) применение данного датчика не всегда является эффективным техническим решением. Его частые отказы и определенная сложность перенастройки могут быть основными причинами снижения правильности выдаваемых им результатов. Предложен новый диагностический критерий оценки технического состояния узла гидравлической пяты. Применительно к секционным насосам подземного рудника «Удачный» наиболее обоснованным техническим решением является использование в качестве диагностического критерия оценки технического состояния узла гидравлической пяты величины протока воды в трубе разгрузки, контроль за количественными изменениями которого целесообразней реализовать с помощью виброаппаратуры.
Ключевые слова: кимберлитовый рудник, секционный насос, износ, осевой сдвиг, подача, подшипник, температура, узел разгрузки, вибрация.
Для цитирования: Овчинников Н. П. О контроле за техническим состоянием узла гидравлической пяты секционного насоса // Горный информационно-аналитический бюллетень. - 2023. - № 10. - С. 56-73. DOI: 10.25018/0236_1493_2023_10_0_56.
Technical control of multistage pump balance ring N.P. Ovchinnikov
M.K. Ammosov North-Eastern Federal University, Yakutsk, Republic of Sakha, Russia, e-mail: [email protected]
Abstract: The critical equipment in underground mineral mining is multistage pumps. In Russian mines, one of the causes of premature limit condition of a multistage pump is violate breakdown of its basic parts. Breakdowns usually result from operation of a multistage pump at a critical axial thrust of its rotor because of failure of the balance ring. The common technical
© Н.П. Овчинников. 2023.
control of the balance ring means the real-time monitoring of the axial thrust of the pump rotor. The thrust of the rotor is measured by a special detector clamped on the shaft of the multistage pump. The underground mining practice of ALROSA shows that these detectors are not always an efficient technical solution. Frequent failures of the detectors and their complex re-setting may be the main causes of incorrectness of the readings. A new diagnostic criterion is proposed for the technical state estimation of balance rings. A case-study of multi-stage pumps in Udachny Mine reveals that the best well-founded technical solution is the balance ring estimation using the diagnostic criterion of the value of water passage in the pump unloading pipe. It is expedient to control the quantity changes in the water passage using vibration measurement instruments.
Key words: kimberlite mine, multistage pump, wear, axial thrust, feed, bearing, temperature, unloading unit, vibration.
For citation: Ovchinnikov N. P. Technical control of multistage pump balance ring. MIAB. Mining Inf. Anal. Bull. 2023;(10):56-73. [In Russ]. DOI: 10.25018/0236_1493_2023_10_0_56.
Постановка задачи
Секционным насосам, применяемым в водоотливных хозяйствах подземных рудников АК «АЛРОСА», свойственны частые отказы узла гидравлической пяты [1]. В случае потери работоспособности данного узла дальнейшая эксплуатация насоса может сопровождаться интенсивным затиранием между элементами ротора и корпуса [2 — 4]. Известно, что для оценки фактического технического состояния узлов и механизмов машин может быть задействовано множество показателей (табл. 1) [5 — 8].
В настоящее время контроль за техническим состоянием узла гидравличе-
ской пяты осуществляется путем слежения в реальном режиме времени за осевым сдвигом ротора. На кимберлитовых рудниках сдвиг ротора измеряется с помощью датчика ИВД-2, закрепленного на валу секционного насоса.
Практика показывает, что применение вышеуказанного датчика сопровождается частыми погрешностями при измерении сдвига. Основной причиной сбоя в работе датчика являются механические повреждения его хрупкого текстолитового наконечника (на рис. 1 выделен стрелкой) в процессе демонтажа и (или) монтажа при выполнении текущих ремонтов узла гидравлической пяты и (или)
Штатные параметры ее рабочего процесса Возникающие физические эффекты
производительность шум
давление вибрация
расход топлива тепловыделение
потребляемая мощность электродинамические процессы
число оборотов ударные процессы
Таблица 1
Показатели для оценки фактического технического состояния узлов и механизмов машин
The Indicators for assessing the actual technical condition of machine components and mechanisms
Рис. 1. Датчик осевого сдвига ИВД-2 Fig. 1. Axial shift sensor IVD-2
подшипника. Отмечаем, что средняя наработка на отказ вышеуказанных узлов составляет порядка 350 ч.
Таким образом, констатируем, что установление нового диагностического критерия оценки технического состояния узла гидравлической пяты является актуальной научно-практической задачей на сегодняшний день.
Для решения поставленной задачи были использованы сводные данные по работе насосного оборудования главной водоотливной установки рудника «Удачный», наблюдения за эксплуатацией насосного оборудования водоотливных хозяйств кимберлитовых рудников и другая информация.
Автором были изучены следующие диагностические критерии:
• увеличенный осевой сдвиг ротора отключенного насоса;
• пониженная подача насоса;
• повышенная вибрация подшипниковых узлов насоса;
• повышенная температура воды в трубе разгрузки насоса;
• увеличенный или уменьшенный проток воды в трубе разгрузки насоса;
• повышенная вибрация трубы разгрузки насоса.
Увеличенный осевой сдвиг
ротора отключенного насоса
Ревизии отказавших рабочих колес секционных насосов, применяемых в водоотливных хозяйствах подземных рудников «Мир» и «Удачный», показали, что на их внешних сторонах часто наблюдаются характерные адгезионные износы в области зоны, ограниченной хордой (рис. 2, а, б), которые обусловлены неравномерным затиранием роторных деталей о корпус насоса.
Данные повреждения позволяют сделать вывод о том, что для сместившегося до критического значения (2,8...3 мм) ротора характерны перекосы, влекущие за собой в теории его заклинивание.
Таким образом, предполагается, что ротор насоса, сместившись до своего критического положения, может остать-
Рис. 2. Характерные повреждения рабочих колес секционных насосов моделей ЦНС(К) 180-700 (а), JSH-200 (б) из-за работы при критическом осевом сдвиге ротора
Fig. 2. Basic damages of the sectional pumps models impellers CNS(K) 180-700 (a), JSH-200 (b) models due to operation at critical axial displacement of the rotor
Таблица 2
Зафиксированные значения осевого сдвига роторов исследованных секционных насосов после отключения
Fixed values of axial displacement of the rotors of the examined sectional pumps after shutdown
Насос № 1, мм Насос № 2, мм Насос № 3, мм Насос № 4, мм
2,3 2,1 1,2 0,9
2,4 1,5 0,7 1,5
1,4 1,2 2,5 2,4
1,1 2,4 1,3 2,4
ся примерно в таком же аварийном состоянии даже после вывода насосного агрегата из работы.
Выдвинутая гипотеза была проверена на насосном оборудовании главной водоотливной установки подземного рудника «Удачный». В качестве периода наблюдений был взят временной отрезок с 25.12.2013 по 01.06.2015, так как в это время датчики осевого сдвига ротора работали исправно [9].
Установлено, что после отключения исследованных насосов значения осевых смещений их роторов варьировались в интервале 0,7...2,5 мм (табл. 2). Близкие к критическим значениям замеры наблюдались в меньшей доле случаев, что свидетельствует о низкой эффективно-
сти такого метода диагностики технического состояния узла гидравлической пяты.
Кроме этого, частые выводы секционных насосов из работы также могут способствовать ухудшению их работоспособности в связи с более интенсивным протеканием адгезионного изнашивания подпятника и разгрузочного диска [10].
Пониженная подача насоса
Известно, что узел гидравлической пяты может надежно функционировать только при условии, когда фактическая осевая сила превышает расчетную нагрузку не более, чем в 1,3...1,4 раза [2]. В соответствии с источником [3] осе-
365
360 •
355
350 •
"1 345
f 340 ■
| 335
С 330
325
320 •
315
310 i
Q = -129, lh + 406,72 R2 = 0,8725
0,35
0,4
0,45
0,5
0,55
0,6 0,65 0,7 Радиальный зазор hz, мм
Рис. 3. Зависимость подачи секционного насоса Q от высоты радиального зазора в щелевых уплотнениях рабочих колес hz
Fig. 3. Dependence of the supply of sectional pump Q on the height of radial gap in the slot seals of impellers h
вая сила со временем повышается в 2...7 раз по сравнению с ее начальным значением. Такой рост силы объясняется увеличением радиальных зазоров в щелевых уплотнениях рабочих колес из-за их износа [11 — 13].
Ранее выполненными исследованиями доказано, что высота радиального за-
зора Ь2 влияет на производительность секционного насоса Q (см. рис. 3). В связи с этим констатируем, что при падении производительности насоса до определенной величины осевой сдвиг, являющийся функцией долговечности узла гидравлической пяты, должен достичь своей критической величины.
360 400 440 Подана Q, м3/ч
Рис. 4. Зависимости осевого сдвига ротора X секционного насоса от подачи Q: № 1...4 JSH-200 (а-г); № 1 НЦС(К) 350-1100 (д)
Fig. 4. Dependence of the axial displacement of rotor X of sectional pump on supply Q: No. 1.4 JSH-200 (a-g); No. 1 NCC(K) 350-1100 (d)
В свою очередь, результаты статистических исследований (см. рис. 4, а-д) свидетельствуют, что между осевым сдвигом ротора X и подачей насоса Q не существует тесной корреляции. Практика показывает, что в реальных условиях эксплуатации критический осевой сдвиг ротора секционного насоса может
возникать при различной производительности, и на это, как оказалось, есть ряд логичных объяснений.
Ревизии насосного оборудования свидетельствуют, что к потере работоспособности узла гидравлической пяты, кроме гидроабразивно-коррозионного износа щелевых уплотнений рабочих колес,
Рис. 5. Зависимости СКЗ виброскорости заднего подшипникового узла ob секционного насоса от осевого сдвига ротора X: № 1...4 JSH-200 (а-г); № 1 НЦС(К) 350-1100 (д)
Fig. 5. Dependences of the vibration velocity of rear bearing unit ub of the sectional pump the axial displacement of rotor X: No. 1.4 JSH-200 (a-g); No. 1 NCC(K) 350-1100 (d)
также приводят частые разрушения его собственных деталей. Такие отказы узла вызваны их интенсивным гидроабразивно-адгезионным изнашиванием в процессе работы, а также неквалифицированными ремонтами и(или) сборкой [10].
Опыт эксплуатации насосного оборудования главного водоотлива подземного рудника «Удачный» показывает, что скачкообразным изменениям его производительности способствует непостоянность гидравлических сопротивлений в трубопроводной сети [9].
Повышенная вибрация
подшипниковых узлов насоса
Общеизвестно, что в конструкции роторных машин, в том числе секционных насосов, элементами, наиболее «чувствительными» к каким-либо изменениям в работе оборудования, являются подшипниковые узлы, контроль за техническим состоянием которых на предприятиях обычно производится методом вибродиагностики [14—17].
Осевой сдвиг ротора секционного насоса в сторону крышки всасывания до критической величины приведет к его задеванию о корпус, в результате чего, из-за дополнительного динамического нагружения, должен возрасти вибрационный уровень подшипниковых узлов. В частности, это касается заднего подшипникового узла, расположенного со стороны узла гидравлической пяты [9].
Установлено, что среднеквадратичные значения (СКЗ) виброскорости задних подшипниковых узлов иь секционных насосов рудника «Удачный» определенно имеют взаимосвязь с осевым сдвигом ротора X, но оперативно и достоверно идентифицировать его критическое положение с помощью такого метода диагностики представляется весьма затруднительным (см. рис. 5, а-д).
В свою очередь хочется отметить, что при оценке технического состояния базовых узлов роторных машин с помощью вибродиагностики обязательно нужно учитывать вибрационный уровень от посторонних источников, что требует высокой квалификации дефек-тоскописта [18].
Повышенная температура
подшипниковых узлов насоса
Как ранее уже было отмечено в статье, при работе насоса с поврежденным узлом гидравлической пяты возникающие осевые силы могут быть неравномерно распределены по поверхностям рабочих колес. Такая неуравновешенность сил способствует перекосам заднего подшипника, а в связи с этим — и дополнительному нагреву подшипникового узла из-за возникающего между его элементами, а также валом насоса интенсивного трибоконтакта [9]. На основании вышесказанного, приходим к справедливому выводу, что между температурой заднего подшипникового уз-
Таблица 3
Замеренная температура подшипниковых узлов секционных насосов в различных производственных ситуациях
Measured temperature of bearing units of sectional pumps in various production situations
Насос № 1 Насос № 2 Насос № 3
система охлаждения включена, °С система охлаждения отключена, °С система охлаждения включена, °С система охлаждения отключена, °С система охлаждения включена, °С система охлаждения отключена, °С
33 39 39 45 47 53
37 42 41 46 44 51
ла Т и осевым сдвигом ротора X должна быть тесная взаимосвязь.
Как видно из рис. 6, а-д, между параметрами Т и X сильной корреляции не обнаружено. Несмотря на это, в шести из семи случаев достижения задним подшипниковым узлом рабочей температуры 60.63 °С секционные насосы как раз
работали с критическим осевым сдвигом ротора.
Практика свидетельствует, что значительное повышение температуры заднего подшипникового узла насоса может быть вызвано не только осевым смещением ротора, но и рядом других причин. Так, например, к нагреву подшипника
Рис. 6. Зависимости температуры заднего подшипникового узла T секционного насоса от осевого сдвига ротора X: № 1.4 JSH-200 (а-г); № 1 НЦС(К) 350-1100 (д)
Fig. 6. Dependences of the temperature of rear bearing unit T of sectional pump on the axial displacement of rotor X: No. 1.4 JSH-200 (a-g); No. 1 NCC(K) 350-1100 (d)
активно может привести попадание в него шахтных рассолов, а также сильная вибронагруженность из-за разбаланси-ровки роторных деталей.
Подшипниковые узлы секционных насосов главного водоотлива подземного рудника «Удачный» оборудованы системой водяного охлаждения, которая нерегулярно используется. Результаты испытаний одного из таких насосов свидетельствуют, что при одинаковых условиях эксплуатации рабочая температура подшипниковых узлов в случае дополнительного водяного охлаждения в среднем на 5.7 °С ниже (табл. 3) [9].
Таким образом, повышение рабочей температуры заднего подшипникового узла от 60 °С и выше может служить только косвенным диагностическим признаком достижения ротором секционного насоса критического осевого сдвига.
Повышенная температура воды
в трубе разгрузки насоса
В соответствии с рекомендациями компании ООО «Линк-Продукт», диагностическим признаком достижения ротором секционного насоса критического осевого сдвига может являться нагрев воды в трубе разгрузки свыше 20 °С [9].
В свою очередь, работа исследованных секционных насосов при критическом осевом сдвиге ротора не всегда сопровождается повышением температуры воды в трубе разгрузки вышеуказанной отметки. Обычно такой серьезный нагрев воды в трубе разгрузки наблюдается в переходных режимах работы насосно-
го оборудования или в случае его неправильной эксплуатации.
Увеличенный или уменьшенный
проток воды в трубе
разгрузки насоса
Одним из эффективных способов оперативной идентификации потери работоспособности узла гидравлической пяты секционного насоса является контроль за изменением величины протока воды в трубе разгрузки [9].
В табл. 4 представлены номинальные и критические значения протока воды в трубе разгрузки в отношении секционных насосов главной водоотливной установки подземного рудника «Удачный». В большинстве случаев критический осевой сдвиг ротора секционного насоса сопровождается протоком, который превышает его верхнее допустимое значение.
На сегодняшний день контроль за протоком воды в трубе разгрузки секционного насоса на руднике с помощью расходомеров не производится. Это связано, прежде всего, с определенными погрешностями в измерениях, а также их дороговизной (ориентировочная стоимость заводского электромагнитного расходомера во взрывобезопасном исполнении составляет около 400 тыс. руб.)
[9].
Таким образом, необходим поиск альтернативы расходомерам для фиксирования изменения величины протока воды в трубе разгрузки секционного насоса.
Номинальная подача секционного насоса (нового или после капитального ремонта), м3/ч Номинальный проток в трубе разгрузки, м3/ч Нижний порог протока в трубе разгрузки, м3/ч Верхний порог протока в трубе разгрузки, м3/ч
320.400 6 3 9
Таблица 4
Номинальные и критические значения протока воды в трубе разгрузки секционного насоса
Nominal and critical values of the water flow in the discharge pipe of the sectional pump
= 0 м3/ч), а остальные три — рабочие режимы (q = 0,8, 1,1 и 1,5 м3/ч, соответственно). Переход из одного режима в другой осуществлялся методом дросселирования трубы-имитатора (рис. 7, б).
В качестве перекачиваемой жидкости была использована шахтная вода из подземного рудника «Удачный».
Количество измерений СКЗ виброскорости трубы-имитатора и составило не менее трех. Повторные измерения СКЗ виброскорости проводились в различные интервалы времени, но не чаще, чем через 60 с.
Полученные результаты виброизмерений заносились в специальный журнал, а затем рассчитывались их средневзвешенные значения.
На основании занесенных параметров и и q в программную среду MS Excel строилась их экспериментальная зависимость, которая затем аппроксимировалась линейным трендом. Как видно из результатов регрессионной статистики (рис. 8), проток воды в трубе-имитаторе имеет достаточно высокую корреляцию с ее СКЗ виброскорости.
Перед тем как использовать полученную эмпирическую модель в отношении насосного оборудования, работающего в реальных условиях эксплуатации, необходимо убедиться, что режимы тече-
Рис. 7. Вибродатчик, установленный на металлической части трубы-имитатора (а) и ее общий вид (б) Fig. 7. Vibration sensor are mounted on the metal part of the simulator pipe (a) and its general appearance (b)
Повышенная вибрация
трубы разгрузки насоса
Повышение протока воды в трубе разгрузки секционного насоса способствует росту ее вибрационного уровня [19, 20].
Таким образом, приходим к выводу, что наиболее обоснованным техническим решением является использование в качестве диагностического критерия оценки технического состояния узла гидравлической пяты применительно к секционным насосам подземного рудника «Удачный» протока воды в трубе разгрузки, контроль за количественными изменениями которого целесообразней производить с помощью виброаппаратуры.
Экспериментальная часть
Для обоснования предельно допустимого повышения СКЗ виброскорости трубы разгрузки секционного насоса были выполнены экспериментальные исследования на лабораторной насосной установке [9].
Пьезодатчик виброметра крепился на металлической части трубы (рис. 7, а), имитирующей трубу разгрузки.
Исследования выполнялись для четырех режимов протока воды в трубе q. Режим № 1 являлся холостым (т.е. q =
Рис. 8. Зависимость СКЗ виброскорости трубы-имитатора и от протока воды q Fig. 8. Dependence of the vibration velocity of the imitator pipe и on the flow of water q
ния жидкости в трубе разгрузки насоса и ее физической модели идентичны друг другу.
Режим течения жидкости характеризуется числом Рейнольдса Яе\
р-и-D
Re = J
(1)
где р — плотность шахтных вод, кг/м3; и — скорость течения жидкости, м/с; О — диаметр трубы, м; ц — динамическая вязкость жидкости, Па-с.
Отмечаем, что шахтные воды, откачиваемые из водосборных горных выработок рудника «Удачный», представляют собой высокоминерализованные жидкости (рассолы) со средней плотностью р = 1200 кг/м3.
Для расчета скорости и воспользуемся общеизвестной формулой:
и =
4 • q я • D2
(2)
Рис. 9. Процесс установления динамической вязкости водопроводной воды (а) и результат измерений (б)
Fig. 9. The process of establishing the dynamic viscosity of tap water (a) and the result of measurement (b)
где q — проток воды в трубе, м3/с.
Для установления вязкости шахтных вод ц при проведении лабораторных исследований и в естественных условиях был использован синусоидальный вибровискозиметр модели SV-10 (фирма «AND»). Для проверки правильности
выдаваемых им результатов была сперва определена вязкость водопроводной воды ц при температуре 19,4 °С (см. рис. 9, а). Она составила 1,02 МПа-с или 0,00102 Па-с (рис. 9, б). Согласно источникам [21, 22], при температурах 19 и 20 °С вязкость воды ц = 0,00103 и 0,00101 Па-с, соответственно, что подтверждает высокую точность измерений используемого вискозиметра.
Далее, была установлена вязкость шахтных вод ц1аЬ при выполнении лабораторных исследований, где их температура составляла =22 °С (рис. 10, а).
Полученные значения лежат в диапазоне 3,53...3,56 МПа-с (рис. 10, б-г).
Как видно из результатов лабораторных исследований, даже при незначительном понижении температуры рассолов наблюдается изменение их динамической вязкости в сторону повышения (рис. 11). Общеизвестно, что такая зако-
Таблица 5
Исходные данные для расчета числа Рейнольдса Re
Input data for calculating the number of Reynolds Re
Лабораторная установка Натурный насос
qt, м3/ч 0,81 3
q2, м3/ч 1,1 6
q3, м3/ч 1,49 9
D, мм 20 70
«!, м/c 0,72 0,22
u2, м/c 0,97 0,43
u , м/c 1,32 0,65
0,00355 0,0059
номерность характерна для многих жидкостей [22].
Естественная температура шахтных вод, откачиваемых из рудника «Удачный»,
Рис. 10. Процесс установления динамической вязкости шахтных вод (а), а также результаты измерений при различных температурах (б-г)
Fig. 10. The process of establishing the dynamic viscosity of mine water (a) and results of measurements at different temperatures (b-d)
22,25 22,3 22,35 Температура t, "С
Рис. 11. Зависимость динамической вязкости шахтных вод ¡jlab от их температуры t Fig 11. Dependence of the dynamic viscosity of mine waters jjiab on their temperature t
значительно ниже 22 °С. Как ранее уже отмечалось, она составляет -2.+ 5 °С, где среднее значение ц0 = 3 °С. В связи с этим, вязкость исследованных шахтных вод цда в естественных условиях может быть определена как
И» ' й1аЬ
И
0,0016
_ —--0,00355_0,0059 Пас, (3)
0,000957 4 '
где ц — динамическая вязкость водопроводной воды при температуре =22 °С, Па-с.
Исходные данные для определения числа Яе приведены в табл. 5.
Отмечаем, что расчеты были выполнены:
• в отношении лабораторной установки — для трех рабочих режимов;
• в отношении натурного насосного оборудования — для номинального, нижнего и верхнего критических значений протока воды.
Установлено, что режимы течения жидкости в трубе разгрузки и ее физической модели идентичны друг другу, так как во всех случаях наблюдается смешанный режим течения жидкости — 10 000 > Яе > 2300 (табл. 6). Полученные результаты исследований подтверждают возможность использования выведенной эмпирической модели (см. рис. 8) для установления отклонения СКЗ виброскорости трубы разгрузки секционного насоса при нижнем и верхнем пороге протока воды по сравнению с ее начальным вибрационным состоянием.
Подставив в выведенную эмпирическую формулу (см. рис. 7) нижний порог
Таблица 6
Результаты расчета числа Рейнольдса Re Results of calculation of the number of the Reynolds Re
Число Re жидкости в трубе-имитаторе лабораторной установки Число Re жидкости в трубе разгрузки натурного насоса
4847,32 3075,25
6578 6122
8923,94 9254,24
Рис. 12. Динамика изменения уровня вибрации трубы разгрузки секционного насоса Fig. 12. Dynamics of changes of the vibration level of the sectional pump discharge pipe
(3 м3/ч), номинальное значение (6 м3/ч) и верхний порог протока воды (9 м3/ч), характерные для насосного оборудования главного водоотлива подземного рудника «Удачный», и проанализировав полученные результаты, предположим, что отклонения СКЗ виброскорости трубы разгрузки секционных насосов с подачей 320.400 м3/ч в сторону понижения на 25% и в сторону повышения на 20% по сравнению с номинальным значением должны сигнализировать о потере работоспособности узла гидрав-
лической пяты. В 2020 г. была проведена опытно-промышленная апробация рассматриваемого способа диагностирования технического состояния узла гидравлической пяты на секционном насосе № 5 главной водоотливной установки рудника «Удачный» с использованием действующей на ней системы автоматизации «Becker Mining Systems» (рис. 12) [1].
При натурных испытаниях на нагнетательный трубопровод работал только один секционный насос, так как в слу-
Рис. 13. Приваренная стальная пластина к трубе разгрузки насоса (а) и закрепленный на ней вибродатчик (б)
Fig. 13. Welded steel plate to the pump discharge pipe (a) and a vibration sensor are attached to it (b)
0,95 -^-1-1-1-1-1-1-1
О 50 100 150 200 250 300 { ч 350
Рис. 14. Соотношение между фактическим и1 и изначальным СКЗ виброскорости трубы разгрузки и2 секционного насоса в зависимости от наработки узла гидравлической пяты t
Fig. 14. The ratio between the actual ut and basic u2 of the vibration velocity of the section pump discharge pipe of the in depending on the operating time of the hydraulic balancing unit t
чае параллельной работы двух и более насосов результаты измерений СКЗ виброскорости могут не отображать действительной картины событий.
Для лучшей фиксации вибродатчика ИВД-3 на трубе разгрузки к ее поверхности была предварительно приварена пластина (см. рис. 13, а).
В рамках виброизмерений задейство-вался датчик, который заранее был снят с одного из подшипниковых узлов обследованного насоса (рис. 13, б) [1].
Установлено,что СКЗ виброскорости трубы разгрузки исследованного насоса увеличивается вместе с наработкой узла гидравлической пяты Г (рис. 14). При СКЗ виброскорости трубы разгрузки и1, превышающем его начальное значение и2 в 1,19 раза, насос был выведен из работы для выполнения ревизии узла гидравлической пяты. Его фактическое состояние устройства оценивалось как пред-отказное. Наработка узла Г на момент отключения составила 315 ч [1].
Таким образом, доказано, что достоверным диагностическим признаком выхода из строя узла гидравлической пяты секционного насоса производительно-
стью 320.400 м3/ч может служить повышение СКЗ виброскорости трубы разгрузки от 20% и выше по сравнению с начальным значением.
Заключение
1. Частые отказы узла гидравлической пяты и заднего подшипника секционного насоса способствуют механическим повреждениям текстолитового наконечника датчика осевого сдвига, вследствие чего происходят сбои в его работе, влекущие за собой серьезные повреждения элементов проточной части насосного оборудования.
2. Лабораторными исследованиями установлено, а опытно-промышленными испытаниями подтверждено, что достоверным диагностическим признаком потери работоспособности узла гидравлической пяты секционного насоса является повышение вибрационного уровня трубы разгрузки.
3. При повышении номинального СКЗ виброскорости трубы разгрузки на 20% и выше насосное оборудование главного водоотлива рудника «Удачный» рекомендуется выводить в текущие ремонты.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Овчинников Н. П. Один из путей повышения долговечности гидравлической пяты секционного насоса // Записки Горного института. — 2021. — Т. 248. — С. 312 — 318. DOI: 10.31897/PMI.2021.2.15.
2. Долганов А. В., Еслентьев А. О., Чераков Е. О., Торопов Э. Ю. Анализ эффективности разгрузочных устройств шахтных центробежных секционных насосов // Известия Уральского государственного горного университета. — 2014. — № 2(34). — С. 31 — 35.
3. Тимохин Ю. В., Паламарчук Т. Н. Результаты исследований осевой силы ротора и параметров автоматических уравновешивающих устройств центробежных секционных насосов // Сборник научных трудов Донецкого института железнодорожного транспорта. — 2017. — № 45. — С. 32 — 42.
4. Паламарчук Н. В., Тимохина В. Ю., Паламарчук Т. Н. Причины неудовлетворительной работы автоматических уравновешивающих устройств центробежных высоконапорных насосов // Сборник научных трудов Донецкого института железнодорожного транспорта. — 2016. — № 42. — С. 65 — 71.
5. Пронякин В. И. Диагностические признаки в оценке технического состояния машин и механизмов // Известия высших учебных заведений. Машиностроение. — 2016. — № 10. — С. 64 — 72.
6. Stan M. On the durability of centrifugal pumps // Fiability and Durability. 2018, no. 1, pp. 193 — 198.
7. Майба И. А., Глазунов Д. В., Лященко А. М. Расчет показателей надежности подвижного состава в период нормальной эксплуатации // Проблемы машиностроения и надежности машин. — 2022. — № 2. — С. 33 — 40. DOI: 10.31857/S0235711922020092.
8. Махутов Н. А., Гаденин М. М. Анализ и управление параметрами прочности, ресурса и рисками безопасной эксплуатации энергоустановок с различными видами энергоресурсов // Проблемы машиностроения и надежности машин. — 2022. — № 1. — С. 47 — 56. DOI: 10.31857/S0235711922010060.
9. Ovchinnikov N. P. The development of an operative diagnostic method of the limiting technical condition of the sectional pump hydraulic balancing // Procedia Structural Integrity. 2019, vol. 20, pp. 113 — 118. DOI: 10.1016/j.prostr.2019.12.125.
10. Овчинников Н. П. Исследование процесса износа узла гидравлической пяты секционных насосов кимберлитовых рудников // Устойчивое развитие горных территорий. — 2022. — Т. 14. — № 3. — С. 494—500. DOI: 10.21177/1998-4502-2022-14-3-494-500.
11. Овчинников Н. П. Оценка влияния твердой фазы шахтных вод на эффективность секционных насосов при разработке месторождений кимберлитовых руд // Горные науки и технологии. — 2022. — № 7(2). — C. 150 — 160. DOI: 10.17073/2500-0632-2022-2-150-160.
12. Patel M, Kumar A., Pardhi B, Pal M. Abrasive, erosive and corrosive wear in slurry pumps — a review // International Research Journal of Engineering and Technology. 2020, vol. 7, no. 3, pp. 2188 — 2195.
13. Shen Z, Li R., Han W, Quan H. Erosion wear in impeller of double-suction centrifugal pump due to sediment flow // Journal of Applied Fluid Mechanics. 2020, vol. 13, no. 4, pp. 1131 — 1142. DOI: 10.36884/jafm.13.04.30907.
14. Bratu P., Dragan N, Dobrescu C. Dynamic performances of technological vibrating machines // Symmetry. 2022, vol. 14, no. 3, article 539. DOI: 10.3390/sym14030539.
15. Bratu P. Multibody system with elastic connections for dynamic modeling of compactor vibratory rollers // Symmetry. 2020, vol. 12, no. 10, article 1617. DOI: 10.3390/sym1210 1617.
16. Гэрике П. Б. Насосное оборудование обогатительных фабрик Кузбасса — как объект диагностики технического состояния // Вестник Кузбасского государственного технического университета. — 2013. — № 5(99). — C. 114 — 116.
17. Герике П. Б., Никитин А. Г. Вибродиагностика центробежных насосов // Вестник научного центра по безопасности работ в угольной промышленности. - 2020. - № 4. -С. 83-89.
18. Герике П. Б. Виброанализ динамического оборудования аспирационных систем, эксплуатируемых на обогатительных фабриках Кузбасса // Вестник научного центра по безопасности работ в угольной промышленности. - 2015. - № 4. - С. 73-78.
19. Мелконян А. Л., Чуклин М. В. Влияние протекающей жидкости на вибрацию трубопровода // Труды Крыловского государственного научного центра. - 2021. - № S1. -С. 144-146. DOI: 10.24937/2542-2324-2021-1-S-I-144-146.
20. Мелконян А. Л., Чуклин М. В. Алгоритм и программа расчета параметров вибрации трубопровода с учетом протекания жидкости // Труды Крыловского государственного научного центра. - 2020. - № S2. - С. 260-265. DOI: 10.24937/2542-2324-2020-2-S-I-260-265.
21. Апухтин П. А., Войткунский Я. И. Сопротивление воды движению судов. - Л.: Машгиз, 1953. - 356 c.
22. Соколов М. А. Сравнение способов представления зависимости кинематической вязкости пресной воды от температуры // Труды Крыловского государственного научного центра. - 2020. - Т. 1. - № 391. - С. 42-49. ЕШ
REFERENCES
1. Ovchinnikov N. P. One of the ways increase the durability of the sectional pump balancing ring. Journal of Mining Institute. 2021, vol. 248, pp. 312-318. [In Russ]. DOI: 10.31897/ PMI.2021.2.15.
2. Dolganov A. V., Islentyev A. O., Toropov E. Yu., Churakov E. O. Analysis of effectiveness of dumping devices of mine centrifugal sectional pumps. News of the Ural State Mining University. 2014, no. 2(34), pp. 31-35. [In Russ].
3. Timohin Yu. V., Palamarchuk T. N. The research results of the axial forces of the rotor and automatic settings. Sbornik nauchnykh trudov Donetskogo instituta zheleznodorozhnogo transporta. 2017, no. 45, pp. 32-42. [In Russ].
4. Palamarchuk N. V., Timokhina V. Yu., Palamarchuk T. N. Causes of unsatisfactory operation of the automatic balancing devices of centrifugal high-pressure pumps. Sbornik nauchnykh trudov Donetskogo instituta zheleznodorozhnogo transporta. 2016, no. 42, pp. 65-71. [In Russ].
5. Pronyakin V. I. Diagnostic features in the assessment of the technical condition of machines and mechanisms. BMSTU Journal of Mechanical Engineering. 2016, no. 10, pp. 64-72. [In Russ].
6. Stan M. On the durability of centrifugal pumps. Fiability and Durability. 2018, no. 1, pp. 193-198.
7. Maiba I. A., Glazunov D. V., Lyashchenko A. M. Calculating the reliability of rolling stock during normal operation. Problemy mashinostroeniya i nadezhnosti mashin. 2022, no. 2, pp. 33-40. [In Russ]. DOI: 10.31857/S0235711922020092.
8. Makhutov N. A., Gadenin M. M. Analysis and control of the strength, useful life, and safe operation risks of power plants with various kinds of energy commodities. Problemy mashinostroeniya i nadezhnosti mashin. 2022, no. 1, pp. 47-56. [In Russ]. DOI: 10.31857/ S0235711922010060.
9. Ovchinnikov N. P. The development of an operative diagnostic method of the limiting technical condition of the sectional pump hydraulic balancing. Procedia Structural Integrity. 2019, vol. 20, pp. 113-118. DOI: 10.1016/j.prostr.2019.12.125.
10. Ovchinnikov N. P. Assessment of the degree of in uence of the solid phase of mine wateron the durability of the hydraulic foot assembly of the sectional pump of the main drainage plant of the Udachny mine. Sustainable Development of Mountain Territories. 2022, vol. 14, no. 3, pp. 494-500. [In Russ]. DOI: 10.21177/1998-4502-2022-14-3-494-500.
11. Ovchinnikov N. P. Assessment of mine water solid phase impact on section pumps performance in the development of kimberlite ores. Mining Science and Technology (Russia). 2022, no. 7(2), pp. 150 — 160. DOI: 10.17073/2500-0632-2022-2-150-160.
12. Patel M., Kumar A., Pardhi B., Pal M. Abrasive, erosive and corrosive wear in slurry pumps — a review. International Research Journal of Engineering and Technology. 2020, vol. 7, no. 3, pp. 2188 — 2195.
13. Shen Z., Li R., Han W., Quan H. Erosion wear in impeller of double-suction centrifugal pump due to sediment flow. Journal of Applied Fluid Mechanics. 2020, vol. 13, no. 4, pp. 1131 — 1142. DOI: 10.36884/jafm.13.04.30907.
14. Bratu P., Dragan N., Dobrescu C. Dynamic performances of technological vibrating machines. Symmetry. 2022, vol. 14, no. 3, article 539. DOI: 10.3390/sym14030539.
15. Bratu P. Multibody system with elastic connections for dynamic modeling of compactor vibratory rollers. Symmetry. 2020, vol. 12, no. 10, article 1617. DOI: 10.3390/sym12101617.
16. Guericke P. B. Pumping equipment of Kuzbass processing plants — the object of technical condition diagnostics. Bulletin of the Kuzbass State Technical University. 2013, no. 5(99), pp. 114 — 116. [In Russ].
17. Gericke P. B., Nikitin A. G. Vibration-based diagnostics of centrifugal pumps. Vestnik of safety in coal mining scientific center. 2020, no. 4, pp. 83 — 89. [In Russ].
18. Guericke P. B. Vibration analyses of the aspiration systems dynamic equipment operated at Kuzbass coal washing plants. Vestnik of safety in coal mining scientific center. 2015, no. 4, pp. 73 — 78. [In Russ].
19. Melkonyan A. L., Chuklin M. V. The influence of flowing fluid on the vibration of the pipeline. Transactions of the Krylov state research centre. 2021, no. S1, pp. 144 — 146. [In Russ]. DOI: 10.24937/2542-2324-2021-1-S-I-144-146.
20. Melkonyan A. L., Chuklin M. V. Calculation algorithm and software for pipeline vibrations with consideration of internal flow. Transactions of the Krylov state research centre. 2020, no. S2, pp. 260 — 265. [In Russ]. DOI: 10.24937/2542-2324-2020-2-S-I-260-265.
21. Apuhtin P. A., Voytkunskiy Ya. I. Soprotivlenie vody dvizheniyu sudov [Water resistance to ship traffic], Leningrad, Mashgiz, 1953, 356 p.
22. Sokolov M. A. Comparison of ways to represent the dependence of the kinematic viscosity of fresh water on temperature. Transactions of the Krylov state research centre. 2020, vol. 1, no. 391, pp. 42 — 49. [In Russ].
ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРE
Овчинников Николай Петрович — канд. техн. наук, доцент, директор,
Северо-Восточный федеральный университет им. М.К. Аммосова, e-mail: [email protected], ORCID ID: 0000-0002-4355-5028.
INFORMATION ABOUT THE AUTHOR
N.P. Ovchinnikov, Cand. Sci. (Eng.),
Assistant Professor, Director,
M.K. Ammosov North-Eastern Federal University,
677000, Yakutsk, Republic of Sakha, Russia,
e-mail: [email protected],
ORCID ID: 0000-0002-4355-5028.
Получена редакцией 12.01.2023; получена после рецензии 10.04.2023; принята к печати 10.09.2023. Received by the editors 12.01.2023; received after the review 10.04.2023; accepted for printing 10.09.2023.
