Файл: Глава 25.doc

25.1.3. Электроприводы и схемы управления конвейерами

Механизмы с распределенной нагрузкой могут иметь однодвигательный или многодвигательный электропривод. Многодвигательные электроприводы применяются для конвейерных линий значительной протяженности, когда даже оптимальное расположение приводной станции на трассе не обеспечивает снижения максимального натяжения до допустимого уровня или когда технико-экономические показатели при многодвигательном приводе лучше, чем при однодвигательном.

В зависимости от требований к плавности пуска и регулированию скорости в механизмах с рассредоточенной нагрузкой применяются: электроприводы с короткозамкнутыми асинхронными двигателями с повышенным пусковым моментом; асинхронные электродвигатели с фазным ротором для конвейерных линий большой протяженности для обеспечения плавного пуска.

Для приводов, где требуется регулирование скорости, наиболее перспективен электропривод по схеме ПЧ-АД, возможно также применение системы АВК и электроприводов постоянного тока по схеме ТП-Д. Для многодвигательных приводов с целью получения благоприятного распределения нагрузки между двигателями применяют асинхронные короткозамкнутые двигатели с повышенным скольжением или асинхронные двигатели с фазным ротором. В первом случае улучшается распределение нагрузок между электродвигателями благодаря более мягким механическим характеристикам. Во втором случае механические характеристики выравниваются с помощью включения в цепь ротора одного из двигателей добавочного сопротивления. Кроме того, применение асинхронных двигателей с фазным ротором помогает решить проблему плавности пуска и ограничения пусковых токов с помощью реостатного многоступенчатого пуска или с помощью тиристорного регулятора тока в цепи ротора [4-12].

Управление электроприводами одиночных конвейеров, не связанных с другими механизмами, производится посредством магнитных пускателей. Защита осуществляется автоматами с максимальной и тепловой защитой.

Более сложны схемы управления совместно работающими конвейерами или поточно-транспортными системами ПТС. В основе проектирования схем управления такими транспортными системами лежат следующие требования:

1. Пуск двигателей конвейеров должен производиться в направлении, обратном технологическому потоку, чтобы на конвейерах не образовывалось завала транспортируемого груза.

2. При остановке одного из конвейеров двигатели других конвейеров, подающих материалы на останавливаемый, сразу отключаются, двигатели остальных конвейеров могут продолжать работать.

3. При общей остановке транспортной линии первым должен отключаться двигатель того конвейера, с которого поступает материал на другие конвейеры, а затем поочередно отключаются остальные двигатели.

4. Для предотвращения большого снижения напряжения в питающей сети двигатели конвейеров значительной мощности должны пускаться поочередно.

5. Для опробования и наладки конвейеров следует обеспечить возможность пуска и остановки любого из них независимо от других конвейеров (обычно пуск и остановка при наладке производятся с рабочего места).

6. В схемах необходимо предусматривать предпусковую (световую и звуковую) и аварийную сигнализацию, а также сигнализацию о работе всех агрегатов.

7. Конвейеры большой протяженности оснащаются кнопками управления, позволяющими остановить его с любого места.

8. В схемах автоматизации промышленных транспортных систем к типовым видам защит относятся:

---

• контроль исправного состояния тягового элемента (ленты, канаты, цепи) и отключение установки при чрезмерной вытяжке тягового элемента, слабом натяжении, сходе с направляющих роликов, отводных барабанов и шкивов;

• отключение установки при превышении скорости;

• отключение установки при затянувшемся пуске;

• предупреждение завалов бункеров загрузочных и перегрузочных устройств;

• обеспечение требуемой последовательности пуска и остановки технологического комплекса.

---

25.2. Электропривод турбомеханизмов

25.2.1. Характеристики турбомеханизмов

Наиболее характерными видами турбомеханизмов являются механизмы центробежного типа, предназначенные для транспортировки жидкости – насосы, газа – вентиляторы, сжатого воздуха - турбокомпрессоры. К механизмам этого же класса относятся осевые вентиляторы и насосы.

Работу центробежных механизмов рассмотрим на примере центробежного насоса, который состоит из рабочего колеса с лопатками и корпуса спиральной формы. При вращении рабочего колеса жидкость увлекается лопатками и под действием центробежной силы и силы кориолиса движется от центра колеса к его периферии вдоль лопаток, затем подается через спиральную камеру в нагнетательную трубу. При этом в центре корпуса создается разряжение, под действием которого вода через всасывающую трубу подается в насос. Частицы жидкости участвуют в двух движениях: вращательном вместе с колесом, приобретая окружную скорость, и линейном вдоль лопаток, приобретая относительную линейную скорость.

Мощность, развиваемая насосом или вентилятором, выводится из выражения энергии, сообщаемой движущейся жидкости (газу) в единицу времени

(25.3)

где: - масса жидкости, проходящая через нагнетательную трубу, кг/с;V - скорость жидкости, м/с; S - поперечное сечение нагнетательного трубопровода, м²; - плотность жидкости, кг/м³.

Подставляя значение массы в уравнение (25.3) получим, что мощность

кВт. (25.4)

Если учесть, что SV=Q – подача насоса м³/с, - напор (удельное давление), Н/м² (Па), то мощность и момент на валу двигателя определятся из выражения:

(25.5)

где: ω - скорость двигателя, с^-1; η - кпд насоса, включающий гидравлический кпд η_г=(0,8...0,96) и объемный η_о=(0,96...0,98).

Напор часто выражают в метрах водяного столба. В этом случае кВт.

---

Принимая, что скорость движения жидкости V=ωR, где: R – радиус колеса

, ,(25.6)

Зависимости момента и мощности на основании (25.5) и (25.6) выражаются соотношениями:

(25.7)

Э

Рис.25.5. Q-H-характеристики механизмов центробежного типа

ксплуатационные свойства механизмов центробежного типа определяютсяQ-H-характеристикой и зависимостью механической мощности и кпд от подачи приω=cоnst. Расчет указанных хара-ктеристик представляет трудности, поэтому на практике пользуются ти-повыми зависимостямиН=f(Q)иη=f(Q),Р=f(Q), которые приводятся в каталогах для насосов при неизменной номи-нальной скоростиω_н(рис.25.5)Q-H-характе-ристики для скорости, отличной от номинальной, получают с помощью уравнений пропорциональности (25.6), (25.7).

Для этого задается ряд значений Q_е, которым соответствует значение Н_е исходной естественной характеристики с ω_н=const. В соответствии с (25.6) рассчитывают параболы , проходящие через выбранные точкина исходной характеристике. Каждой точке параболы согласно (25.6) соответствует определенная скорость механизма. Соединяя точки парабол с одинаковым значениемω, определяют Q-H-характеристику для ω=const. Так как уравнения пропорциональности получены в предположении постоянства η_г и η_о, то указанные параболы (кривые 3) оказываются линиями постоянного кпд механизма.

Установившийся режим работы насоса при постоянной скорости определяется графическим или аналитическим способами. При графическом - установившийся режим определяется точкой пересечения соответствующей Q-H-характеристики турбомеханизма и характеристики магистрали, подключенной к насосу.

---

(25.8)

где: Н_ст=Н_вс+Н_наг - сумма высот всасывания и нагнетания. Если насос находится ниже уровня всасывания, Н_ст=Н_наг-Н_вс. При отсутствии статического напора характеристика трубопровода имеет вид кривых 3 (рис.25.5).

Если скорость расчетной точки отличается от номинальной, то соответствующее этой скорости значение кпд определяется следующим образом. Через расчетную точку (например Р на рис.25.5) проводится парабола до пересечения с номинальной Q-H-характеристикой. Точка пересечения дает значение Q_e2, которое определяет по кривой η=f(Q)значение кпд.

При аналитических расчетах Q-H-характеристику описывают эмпирической формулой.

, (25.9)

где значения Н₀ (или А) и С определяют по двум точкам известной Q-H-характеристики. Одну точку целесообразно брать в начале кривой (при Q=0), а вторую в рабочей зоне. Тогда в первой точке Н=Н₀, а во второй . ЗначениеА определяется из формулы Кпд при скоростях, не равныхω_н, определяют из следующих соотношений:

(25.10)

где: Q_и и η_и - производительность и кпд при номинальной скорости; Q_A, Q_B, η_A, η_B - производительность и кпд в начале и конце заданного отрезка.

Более точные формулы для определения Q, H, P и η, особенно для вентиляторов, предложены в [4-22]

(25.11)

Здесь для определения коэффициентов А, В, С, А₁, В₁, D₁ необходимо составлять три уравнения по известным Q-H и Р_мех-Q-характеристикам.

Структурная гидромеханическая схема насосной установки с магистралью протяженностью до 100м представлена на рис. 25.6. Здесь жидкость принята несжимаемой. При более длинных магистралях необходимо учитывать упругость жидкости и трубопроводов.

---