Research on new cooling and waste heat utilization methods of liquid ring vacuum pump for coal mine gas extraction
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摘要:
瓦斯抽采液环真空泵温度高是导致其运行效率低和使用寿命短的重要原因。基于液环泵无用功耗散理论，定量分析了泵的产热-散热机理，提出了基于低温热泵的瓦斯抽采泵智能降温及余热利用技术，并搭建了工程试验系统，研究了进液温度、工作液流量、环境温度等参数对系统降温效果的影响。以李村煤矿2BEC87型瓦斯抽采泵为试验对象，在吸气负压为−53 kPa、进液流量为10 m3/h时，进液温度可由35 ℃降至16 ℃，运行温度由54 ℃降至45 ℃，降温效果显著；抽采泵运行效率提高了7%以上。
Abstract:The high temperature of gas drainage liquid ring vacuum pump is an important reason for its low operating efficiency and short service life. Based on the wasted power dissipation theory of liquid ring pumps, the heat generation-heat dissipation mechanism of the pump was quantitatively analyzed, and an intelligent cooling and waste heat utilization technology for gas extraction pumps based on low-temperature heat pumps was proposed. An engineering test system was developed to investigate the effects of inlet fluid temperature, operating fluid flow rate, ambient temperature and other parameters on the cooling performance of the system. Taking the 2BEC87 gas extraction pump of Licun Coal Mine as the test object, when the suction negative pressure is -53 kPa and the inlet liquid flow rate is 10 m3/h, the inlet liquid temperature can be reduced from 35 °C to 16 °C, and the operating temperature can be reduced from 54 °C to 45 ℃. The cooling effect is significant, and this technology can improve the operating efficiency of the drainage pump by more than 7%.
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在煤矿井下，煤层瓦斯压力测定（比如胶囊-黏液封孔等）和钻孔瓦斯涌出初速度测定均需要向钻孔内送入封孔器。当封孔器在钻孔内移动时，封孔器端头与钻孔残留煤渣相互作用；一方面，钻孔残留煤渣会阻碍封孔器移动，另一方面，受封孔器端头力学作用，煤渣出现堆积现象；如果堆积严重，封孔器难以快速到达钻孔预定位置，参数测定可能失败（比如钻孔瓦斯涌出初速度测定，要求2 min内将封孔器送入预定位置并密封钻孔）。
为减轻钻孔残留煤渣对封孔器移动的影响，学者们从排渣和减阻2个方面进行了研究。在排渣方面：刘涛[1]提出了环缝式引射器输送钻孔煤渣技术；王永龙等[2-3]提出了双动力低螺旋钻杆排渣技术和刻槽钻杆排渣技术；杜长胜等[4]提出了脉动通风与钻杆分风联合作用排渣技术，李国强等[5]提出了旋风分离除渣技术；李栋等[6]提出了射流排水排渣技术；张辉等[7]提出了泵吸反循环钻进排渣技术；潘竞涛等[8]提出了下行定向钻孔氮气泡沫幂律多相流携渣解堵技术；汪义龙等[9]提出了煤层定向钻孔气举排渣技术；李成成[10]提出了“逐级升压切缝、低压旋转排渣”的排渣技术；张宏杰等[11]提出了“高螺旋机械排渣为主、液动排渣为辅”的复合排渣技术；童碧等[12]提出了基于整体式螺旋钻杆的复合排渣工艺技术；何将福等[13]提出了三通道反循环排渣技术；张宏钧等[14]提出了螺旋钻杆与压风复合排渣技术。在减阻方面：齐黎明等[15]提出了在封孔器前端安设锥面端头的减阻技术；周福宝等[16]提出了让高压气流从钻孔孔壁与抽采管之间流出，从而减轻煤渣阻碍抽采管移动的技术方案。
如果排渣技术过度使用，会扰动钻孔孔壁并产生新的煤渣甚至于塌孔；由此可见，排渣技术虽然可降低钻孔残留煤渣数量，但不能将残留煤渣清除；因此，仅采用排渣技术是不够的，需补充应用减阻技术。在封孔器前端安设锥面端头可以有效降低残留煤渣阻力[15]，是一种简单、实用的减阻技术；封孔器锥面端头（简称锥面端头）与钻孔残留煤渣的力学作用及其减阻机理是该技术推广应用中亟待解决的基础理论问题，并且锥面端头设计也需要进一步优化，在公开的文献资料中，未见相关研究成果。为此，从理论上分析锥面端头与钻孔残留煤渣的力学作用，探索锥面端头减阻机理，并进行工程应用。
1. 锥面端头前方钻孔残留煤渣堆积状况分类
锥面端头前方残留煤渣堆积状况如图1所示。
由图1可以看出，随着锥面端头移动，锥面端头前方堆积的残留煤渣（简称堆积煤渣）越来越厚。根据堆积煤渣是否超过锥面端头锥顶，锥面端头前方钻孔残留煤渣堆积状况可分为2类：堆积煤渣未超过锥顶和堆积煤渣超过锥顶。
2. 锥面端头移动最小推力理论分析
2.1 堆积煤渣未超过锥顶时的最小推力
假定锥面端头在钻孔内呈水平状态，以锥面端头锥底最低点O为原点，锥面端头移动方向（锥面端头轴线方向）为x轴正方向，垂直向上为z轴正方向，y轴正方向垂直于平面xOz，并指向右侧，建立直角坐标系，锥面端头受力分析如图2所示。
在图2中，锥面CAOB为锥面端头与煤渣的接触面（简称接触面），O1点为锥底圆心，2θ为锥面角度；C点为锥面上接触面与非接触面分界线的顶点，位于x轴正上方；h为堆积煤渣厚度。
锥面端头受力如下：封孔器推力F1整体作用于x轴正方向；重力G整体作用于z轴负方向；煤渣压力F2（挤压应力σ的总称）垂直于接触面并指向锥面端头内部；煤渣摩擦阻力F3与接触面相切并垂直于z轴（锥面端头以近水平形式移动，并不断破坏堆积煤渣的稳定性，与滑块在固定斜面的移动有着本质区别）。
为便于受力分析，需对煤渣压力与煤渣摩擦阻力沿x轴、y轴、z轴3个方向进行分解，并求出各分力计算方法。
y轴、z轴方向分力微元挤压应力分析如图3所示。由于图2中锥面CAO和锥面CBO沿平面CDO对称分布，因此，取锥面CBO进行分析即可。先作2个平行于yOz平面的截面（间距为dx），再从圆锥的中心轴线作2个截面（夹角为dβ），在锥面CBO上取微元（面积为ds），并进行受力分析。
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图 3 y轴、z轴方向分力微元挤压应力分析Figure 3. Extrusion stress analysis of differential element for y-axis and z-axis component of force根据图3（a），微元面积可表示为：
$$ \mathrm{d}s=\frac{\mathrm{d}x}{\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\;\varphi }（H-x）\frac{r}{H}\mathrm{d}\beta $$ (1) 式中：s为锥面CBO的面积，m2；x为x轴坐标，m；φ为沿x轴方向的锥面角度，（°）；H为圆锥高度，m；r为锥面端头锥底半径，m；β为夹角，（°）。
根据图3（b），微元承受的挤压应力可分解为平行于x轴的分应力dF2x和沿着截面指向圆心的分应力dF2yz，dF2yz可表示为：
$$ {\mathrm{d}}{F}_{2{yz}}=\sigma （H-x）\frac{r}{H}{\mathrm{d}}x{\mathrm{d}}\beta $$ (2) 式中：F2yz为锥面CBO的煤渣压力沿着截面指向圆心分力，N；σ为接触面挤压应力，Pa。
对F2yz进行分解，力分解示意图如图4所示。
根据图4，F2yz平行于y轴的分力F2y可表示为：
$$ F_{2{{{y}}}}=\int_0^{\frac{h}{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\; \theta}}\; \sigma（H-x）\frac{r}{H}（1-\mathrm{cos}\; \alpha）\mathrm{d}x $$ (3) 式中：F2y为F2yz平行于y轴的分力（锥面CBO的煤渣压力沿y轴方向分力），N；h为堆积煤渣厚度，m；θ为锥面端头锥面角度的1/2值，（°）；α为弧线对应夹角，（°）。
根据三角函数关系，有：
$$ （H-x）\frac{r}{H}（1-\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\;\alpha ）=h-x\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\;\theta $$ (4) 将式（4）代入式（3）并积分，有：
$$ {F}_{2{y}}=\sigma \frac{{h}^{2}}{2\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\;\theta }=\sigma {S}_{\vartriangle CDO} $$ (5) 式中：${S}_{\vartriangle CDO} $为$\vartriangle $CDO的面积，m2。
$\vartriangle $CDO为锥面CBO沿y轴的投影，因此，因此，锥面CBO的煤渣压力沿y轴方向分力等于挤压应力σ与投影面积SCDO之积。
同理，F2yz平行于z轴的分力F2z可表示为：
$$ {F}_{2{z}}={\int }_{0}^{\frac{h}{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\;\theta }}\sigma （H-x）\frac{r}{H}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\;\mathrm{\alpha }\mathrm{d}x $$ (6) 式中：F2z为F2yz平行于z轴的分力（锥面CBO的煤渣压力沿z轴方向分力），N。
根据三角函数关系，有：
$$ （H-x）\frac{r}{H}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\;\mathrm{\alpha }=\sqrt{2Rh-{h}^{2}}（1-\frac{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\;\theta }{h}x） $$ (7) 将式（7）代入式（6）并积分，有：
$$ {F}_{2{z}}=\sigma \frac{h}{2\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\;\theta }\;\sqrt{2Rh-{h}^{2}}=\sigma {S}_{\vartriangle CBD} $$ (8) 式中：${S}_{\vartriangle CBD} $为三角形CBD的面积，m2。
$\vartriangle $CBD为锥面CBO沿z轴的投影，因此，锥面CBO的煤渣压力沿z轴方向分力等于挤压应力σ与投影面积SCBD之积。
x轴方向分力微元挤压应力分析图如图5所示。图3中平行于x轴的微元分应力dF2x是φ的函数，由于φ非固定值，不便求解；为此，先作2个平行于xOy平面的截面（间距为dz），再作2个平行于xOz平面的截面（间距为dy），在锥面CBO上取微元（面积为ds），并进行受力分析。
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图 5 x轴方向分力微元挤压应力分析图Figure 5. Extrusion stress analysis of differential element for x-axis component of force
同理，图5中微元面积可表示为：
$$ \mathrm{d}s=\frac{\mathrm{d}y}{\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\;\varphi }\mathrm{d}z $$ (9) 式中：y为y轴坐标，m；z为z轴坐标，m。
图5中微元承受的挤压应力平行于x轴的分应力dF2x可表示为：
$$ \mathrm{d}{F}_{2{x}}=\sigma \mathrm{d}y\mathrm{d}z $$ (10) 式中：F2x为锥面CBO的煤渣压力沿x轴方向分力，N。
对式（10）进行积分，有：
$$ {F}_{2{x}}=\frac{\sigma }{2}（{r}^{2}\mathrm{a}\mathrm{r}\mathrm{c}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\frac{r-h}{r}-\sqrt{2rh-{h}^{2}}（r-h））=\sigma {S }_{BDO} $$ (11) 式中：SBDO为割圆BDO的面积，m2。
割圆BDO为锥面CBO沿x轴的投影，因此，锥面CBO的煤渣压力沿x轴方向分力等于挤压应力σ与投影面积SBDO之积。
同理，锥面CBO的煤渣摩擦阻力在x轴、y轴2个方向的分力F3x、F3y等于挤压应力σ、摩擦阻力系数f和投影面积（投影平面与分力方向平行且包含z轴，投影面积分别为SCDO、SBDO）之积，可表示为：
$$ {F}_{3{x}}=\sigma f{S}_{CDO}=\mathrm{\sigma }f\frac{{h}^{2}}{2\mathrm{tan}\;\theta } $$ (12) $$ {F}_{3{y}}=\frac{\sigma }{2}f（{r}^{2}\mathrm{a}\mathrm{r}\mathrm{c}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\frac{r-h}{r}-\sqrt{2rh-{h}^{2}}（r-h）） $$ (13) 式中：F3x为锥面CBO的煤渣摩擦阻力沿x轴方向分力，N；F3y为锥面CBO的煤渣摩擦阻力沿y轴方向分力，N；f为锥面端头与煤渣的最大静摩擦系数。
当封孔器推力F1达到一定数值（最小推力F）时，锥面端头才能突破煤渣阻力向前移动，x轴、y轴、z轴3个方向的受力均处于平衡状态。y轴方向受力呈对称分布，自然平衡；x轴、z轴方向受力平衡方程可表示为：
$$ F=2{F}_{2{x}}+2{F}_{3{x}} $$ (14) $$ G=2{F}_{2\textit{z}} $$ (15) 式中：F为锥面端头移动最小推力，N；G为锥面端头重力，N。
将式（8）、式（11）、式（12）代入式（14）和式（15），并解方程，有：
$$\begin{split} &\begin{gathered} F = G\left(\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\; \theta\left(\frac{r^2\mathrm{a}\mathrm{r}\mathrm{c}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\; \frac{r-h}{r}}{h\sqrt{2rh-h^2}} - \frac{r-h}{h}\right) + f\sqrt{\frac{h}{2r-h}}\right) \\ 0 < h \leqslant r \end{gathered}\\[-16pt]& \end{split} $$ (16) 根据式（16）可知，锥面端头移动最小推力F与端头重力G、端头锥面角度的一半值θ、端头锥面与煤渣的最大静摩擦系数f属于正相关，与堆积煤渣厚度h和端头锥底半径r的相关性，无法直接判定。
假设端头重力G为50 N，端头锥面角度的一半值θ为30°，最大静摩擦系数f为0.1，通过数值计算并绘制得到的锥面端头移动最小推力F随堆积煤渣厚度h和端头锥底半径r的变化曲线如图6所示。
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图 6 锥面端头移动最小推力与堆积煤渣厚度和端头锥底半径的关系曲线Figure 6. Relation curves between minimum thrust of cone end movement and height of accumulated coal dregs and cone base radius of end根据图6可知：锥面端头移动最小推力F与堆积煤渣厚度h和端头锥底半径r也属于正相关。
2.2 堆积煤渣超过锥顶时的受力分析
当堆积煤渣超过锥顶时，根据是否超过锥面端头锥底最高点，可将残留煤渣堆积情况进一步划分，本研究仅分析未超过锥面端头锥底最高点的情形。
锥面端头与煤渣发生力学作用的面积相当于整个锥面与非接触面的面积之差，并忽略锥面端头锥面上方煤渣重力。在式（16）中，令h=r，求得的F值乘以2，即为整个锥面与煤渣接触条件下的锥面端头移动最小推力；再令h=2r−h，求得的F值，即为非接触面与煤渣接触条件下的锥面端头移动最小推力；上述两者之差即为堆积煤渣超过锥顶时的锥面端头移动最小推力F，如式（17）：
$$\begin{split} &\begin{gathered} F=G\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\;\theta \left(\pi +\frac{f}{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\;\theta}\left(1-\sqrt{\frac{2r}{h}-1}\right)-\right.\\ \left.\left. \frac{{r}^{2}\mathrm{a}\mathrm{r}\mathrm{c}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\;\frac{h-r}{r}}{\left(2r-h\right)\sqrt{2rh-{h}^{2}}}+\frac{h-r}{2r-h}\right)\right. \qquad r < h \leqslant 2r \end{gathered}\\[-18pt]& \end{split} $$ (17) 3. 锥面端头移动最小推力试验研究
锥面端头移动最小推力F的影响因素较多，因篇幅受限，仅试验研究锥面端头移动最小推力随端头锥面角度的变化规律，并验证理论分析结果的可靠性。
试验方案如下：采用弹簧秤牵拉带有锥面端头的封孔器并让其在含煤渣的管道内匀速移动，弹簧秤显示读数即为锥面端头移动最小推力；锥面角度分别是60°、45°、30°、20°、18°、15°，共6组试验。试验装置设计图如图7所示，锥面端头移动最小推力与锥面角度的关系曲线如图8所示。
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图 8 锥面端头移动最小推力与锥面角度的关系曲线Figure 8. Relation curves between minimum thrust of cone end movement and conical surface angle由图8可知：锥面角度增加，锥面端头移动最小推力升高，并且上升速率加快；移动距离越远，上升速率加快趋势越明显。根据式（16），锥面端头移动最小推力F与tan θ成正比，tan θ为正切函数，随θ增大而升高并且上升速度逐渐加快。由此可见，试验研究结果与理论分析结果基本一致。
4. 锥面端头减阻机理
与平面端头相比，锥面端头可以通过接触面对堆积煤渣施加平行于y轴的侧向力；因此，可通过分析侧向力来探索锥面端头减阻机理。因篇幅受限，以堆积煤渣未超过锥顶的情形为例，进行分析。
堆积煤渣承受的侧向力Fy是锥面端头y轴方向受力的反作用力，方向由接触面指向堆积煤渣，并平行于y轴，有：
$$ {F}_{{y}}={F}_{2{y}}-{F}_{3{y}} $$ (18) 将式（5）、式（13）、式（15）代入式（18），有式（19）：
$$\begin{split} &\begin{gathered} {F}_{{y}}=G\frac{h}{2\sqrt{2rh-{h}^{2}}}-\frac{G\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\;\theta }{h\sqrt{2rh-{h}^{2}}}f（{r}^{2}\mathrm{a}\mathrm{r}\mathrm{c}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\;\frac{r-h}{r}-\\ \sqrt{2rh-{h}^{2}}（r-h）） \end{gathered}\\[-19pt]& \end{split} $$ (19) 式中：Fy为堆积煤渣承受的侧向力，N。
根据式（19）可知，θ越小，Fy越大，即锥面端头越尖，Fy越大。
与锥面端头相接触的煤渣，在侧向力Fy的推动下，向钻孔孔壁侧移动（或被压缩）；导致锥面端头通过后，锥面端头后方残留煤渣增加，锥面端头前方堆积煤渣减少，堆积煤渣厚度h降低；锥面端头越尖，侧向力Fy越大，堆积煤渣厚度h越低。
锥面端头移动的突破点通常位于接触面顶端（堆积煤渣未超过锥顶时，在C点；堆积煤渣超过锥顶，在锥面端头锥顶），如果接触面顶端承受的应力超过该点的堆积煤渣剪切应力，则堆积煤渣遭到破坏、锥面端头可向前移动。
由于堆积煤渣相邻颗粒之间具有一定的咬合作用，图9（b）的某片煤渣薄板受侧向力挤压后，受压效应向前传递（距离越远，效应越弱），导致该煤渣薄板至钻孔孔壁一侧应力升高，而至钻孔中心一侧应力下降（相当于1根受压弹簧，从某个位置施加新力后，受压一侧弹簧绷紧程度加强，而另一侧弹簧绷紧程度减弱）；虽然煤渣属于散体，单片煤渣薄板微观上的受压效应传递能力较低，但是，当众多煤渣薄板的微观受压效应传递累积起来时，宏观上可以在一定程度上影响应力分布。
在全体煤渣薄板受压效应传递综合作用下，从C点到钻孔孔壁（E1、E2）的堆积煤渣应力变化如下：靠近C点一侧应力下降，靠近钻孔孔壁（E1、E2）一侧应力上升，C点（位于钻孔中心，并且距侧向力最近）应力下降大。根据散体动力学理论[17]，摩尔库伦破坏准则适用于散体，堆积煤渣剪切应力与正应力成正比。因此，受侧向力挤压效应传递的影响，堆积煤渣C点及其邻近区域的剪切应力降低，C点下降值最大。
综上所述，锥面端头减阻机理如下：锥面端头越尖（θ越小），侧向力Fy越大，堆积煤渣厚度h越低、接触面顶端及其临近区域堆积煤渣剪切应力越小，堆积煤渣对锥面端头移动的阻碍能力越弱。
注：C点及其邻近区域堆积煤渣受力破坏后，堆积煤渣整体失去稳定性，靠近钻孔孔壁（E1、E2）一侧堆积煤渣应力自然得到释放。
5. 封孔器端头优化改进与现场试验
根据锥面端头移动最小推力与影响因素的关系，可从以下几个方面对锥面端头开展优化设计：①采用低密度材料制作锥面端头，降低端头重力；②适当减小端头锥面角度；③采用喷漆等措施提高端头锥面的光滑性，降低端头锥面与煤渣的最大静摩擦系数；④采用更细的封孔器，从而减小端头锥底半径。
在文献[15]中，将1个空心外罩（锥面角度约20°）安设于钻孔瓦斯涌出初速度测定装置的封孔器端头，端头由台阶式转变为锥面式；在此基础上，根据锥面端头优化设计思路，对封孔器端头作进一步改进。
根据图8，当锥面角度较低时，降低锥面角度改变锥面端头移动最小推力的作用不大；由于端头锥底半径与封孔器主体部分一致，而主体部分需要考虑膨胀性能、耐压性能和膨胀液输送、内置管道气体流动阻力等因素，截面尺寸（目前为38 mm）很难进一步缩小。因此，从如下2个方面对封孔器端头进行改进：①将空心外罩的制作材料由不锈钢改合金，减轻端头质量；②对封孔器锥面端头打蜡，降低端头锥面与煤渣的最大静摩擦系数。
在开滦矿区钱家营矿1355工作面进行了钻孔瓦斯涌出初速度测定现场试验，现场试验数据见表1。
表 1 现场试验数据Table 1. Experimental data in field test封孔器型号 最高送入孔深/m 孔深/m 时间/min 原始型 16 8 1.2 10 1.3 12 1.5 14 1.7 16 2.0 改进型 >20 8 0.9 10 1.0 12 1.2 14 1.3 16 1.5 18 1.7 20 1.9 由表1可知：改进型封孔器送入阻力小、推进速度快、送入钻孔深度大。
6. 结 语
1）锥面端头与煤渣接触面所承受的煤渣压力沿x轴、y轴、z轴的分力均等于挤压应力与投影面积之积；锥面端头与煤渣接触面所承受的摩擦阻力沿x轴、y轴的分力也均等于挤压应力、摩擦阻力系数和投影面积之积。
2）从理论上推导了锥面端头移动最小推力计算公式，它与端头质量、端头锥面角度、端头锥面与煤渣的最大静摩擦系数、堆积煤渣厚度和端头锥底半径均具有正相关性，为锥面端头优化设计指明了方向。
3）锥面端头移动最小推力与锥面角度呈正切函数关系，随锥面角度增大而升高并且上升速度逐渐加快。
4）通过侧向力分析，揭示了锥面端头减阻机理；锥面端头越尖，侧向力越大，堆积煤渣厚度越低、接触面顶端及其临近区域堆积煤渣剪切应力越小，堆积煤渣对锥面端头移动的阻碍能力越弱。
5）根据锥面端头优化设计思路改进后的封孔器端头，可以降低送入阻力、提高送入速度与孔深。
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图 1 李村煤矿瓦斯抽采泵功耗占比
Figure 1. Proportion of power consumption of gas drainage pumps in Licun Coal Mine
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图 2 李村煤矿中央区瓦斯抽采泵系统图
Figure 2. Gas drainage pump system diagram in the central area of Licun Coal Mine
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图 3 智能低温热泵工作原理图
Figure 3. Working principle diagram of intelligent low temperature heat pump
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图 4 瓦斯抽采泵高效节能降温系统结构图
Figure 4. High-efficiency energy-saving cooling system structural diagram of gas extraction pump
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图 5 瓦斯抽采泵运行温度与进液温度的关系
Figure 5. The relationship between the operating temperature of gas extraction pump and the inlet liquid temperature
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图 6 瓦斯抽采泵运行温度与工作液流量的关系
Figure 6. The relationship between operating temperature of gas extraction pump and working fluid flow rate
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图 7 瓦斯抽采泵运行温度与环境温度的关系
Figure 7. The relationship between operating temperature of gas extraction pump and ambient temperature
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图 8 瓦斯抽采泵性能与运行温度的关系
Figure 8. Relationship between gas extraction pump performance and operating temperature
表 1 李村煤矿瓦斯抽采泵运行工况及散热功率
Table 1 Operating conditions and heat dissipation power of gas extraction pump in Licun Coal Mine
抽采泵 运行参数 高负压 低负压 实际运行功率/kW 885 715 吸气压力/kPa 53.5 26.5 进液温度/℃ 35 35 运行温度/℃ 55 48 有用功率/kW 78 96 工作液升温散热/kW 233 93 工作液汽化散热/kW 493 449 气体升温散热/kW 36 47 泵外壁对流换/kW 45 30 
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表 2 瓦斯抽采泵降温系统设备运行能耗
Table 2 Energy consumption of gas extraction pump cooling system equipment operation
设备名称 设备型号 设备参数 运行数量 总负荷/
kW高效低温
热泵CUMTSMR-250 额定电压380 V，
额定功率51 kW2用 102.0 散热塔 电机额定功率4 kW 额定电压380 V，
额定功率4 kW2用 8.0 循环水泵 TD65-22/2 额定电压380 V，
额定功率7.5 kW3用2备 22.5 潜水泵 BQS80-20-7.5 额定电压380 V，
额定功率7.5 kW1用1备 7.5 最大总负荷 140.0
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[1] 陈维茂,燕洪顺. 水环真空泵在煤矿瓦斯气体抽放工况下的应用与选型[J]. 真空,2014,51(4):84−87. CHEN Weimao, YAN Hongshun. The selection and application of water ring vacuum pump in coal mine gas drainage condition[J]. Vacuum, 2014, 51(4): 84−87.
[2] 张一帆,周福宝,李金石,等. 瓦斯抽采水环真空泵减阻节能新方法与应用[J]. 煤炭学报,2023,48(9):3604−3614. ZHANG Yifan, ZHOU Fubao, LI Jinshi, et al. Drag reduction and energy saving method and application for gas drainage water ring vacuum pump[J]. Journal of China Coal Society, 2023, 48(9): 3604−3614.
[3] 赵勇,孟凡瑞,赵国勇,等. 煤矿瓦斯抽放用水环真空泵工作液温度调节控制系统研究[J]. 煤矿机械,2019,40(9):53−56. ZHAO Yong, MENG Fanrui, ZHAO Guoyong, et al. Research on temperature control system of working fluid for water ring vacuum pump of coal mine gas drainage[J]. Coal Mine Machinery, 2019, 40(9): 53−56.
[4] 张宝禄,路宁,王三伟,等. 煤矿用CO引排系统水环真空泵冷却设计研究[J]. 煤矿机械,2022,43(9):14−17. ZHANG Baolu, LU Ning, WANG Sanwei, et al. Research on cooling design of water ring vacuum pump for coal mine CO drainage system[J]. Coal Mine Machinery, 2022, 43(9): 14−17.
[5] 王泽民. 瓦斯泵水循环设计[J]. 机械管理开发,2017,32(5):23−25. WANG Zemin. Water circulation design of gas pump[J]. Mechanical Manacement and Development, 2017, 32(5): 23−25.
[6] 张飞,周连春,张世明,等. 新型散热装置在瓦斯泵运行中的研究与应用[J]. 煤炭工程,2010,42(1):108−109. ZHANG Fei, ZHOU Lianchun, ZHANG Shiming, et al. Research and application on new heat radiation device to gas pump operation[J]. Coal Engineering, 2010, 42(1): 108−109.
[7] 马磊,崔芙红. 水环式真空泵的工作原理及影响因素分析[J]. 广州化工,2015,43(21):162−163. MA Lei, CUI Fuhong. Working principle and influence factors of water ring vacuum pump[J]. Guangzhou Chemical Industry, 2015, 43(21): 162−163.
[8] 胡琨. 水环式真空泵工作液冷却水系统设计优化[J]. 南方能源建设,2018,5(S1):129−132. HU Kun. Optimized design of the cooling water system for working liquid of water ring vacuum pump[J]. Southern Energy Comstruction, 2018, 5(S1): 129−132.
[9] 梁大山. 浅谈水环真空泵工作液温度对真空度的影响及对策[J]. 节能与环保,2020(7):54−55. LIANG Dashan. Influence of working fluid temperature of water ring vacuum pump on vacuum degree and countermeasures[J]. Energy Conservation & Environmental Protection, 2020(7): 54−55.
[10] 周福宝. 矿井通风灾害防控技术新进展[J]. 山西煤炭,2023,43(2):1−3. ZHOU Fubao. New development in mine ventilation and disaster control technology[J]. Shanxi Coal, 2023, 43(2): 1−3.
[11] 阮绍刚. 水环真空泵在煤矿瓦斯抽放中的智能化节能控制方法[J]. 矿业安全与环保,2011,38(5):58−61. [12] 王瑞,侯荣国,张玉龙,等. 水环真空泵内部流场分布数值模拟及其参数优化[J]. 真空科学与技术学报,2022,42(11):857−862. WANG Rui, HOU Rongguo, ZHANG Yulong, et al. Numerical simulation of internal flow field distribution of water ring vacuum pump and its parameter optimization[J]. Chinese Journal of Vacuum Science and Technology, 2022, 42(11): 857−862.
[13] 黄思,王学谦,莫宇石,等. 基于实际工作循环的液环压缩机理论模型研究[J]. 化工机械,2019,46(2):125−130. HUANG Si, WANG Xueqian, MO Yushi, et al. Study on theoretical model of liquid ring compressors based on the actual working cycle[J]. Chemical Engineering & Machinery, 2019, 46(2): 125−130.
[14] 韩巧云,杨晓杰,邹声华. 深井降温系统管道结垢微观机理[J]. 化工学报,2016,67(9):3936−3945. HAN Qiaoyun, YANG Xiaojie, ZOU Shenghua. Micro-mechanism of scaling in a cooling system under deep mine[J]. CIESC Journal, 2016, 67(9): 3936−3945.
[15] 李龙. 机械通风冷却塔变工况节能分析[J]. 节能,2019,38(9):61-64. LI Long. Energy-saving analysis of mechanical ventilation cooling tower under variable conditions[J]. Energy Conservation, 2019, 38(9): 61-64.
[16] 黄思,何婧,王学谦,等. 基于CFD的液环泵性能预测及试验验证[J]. 油气储运,2017,36(6):716−721. HUANG Si, HE Jing, WANG Xueqian, et al. Performance prediction of liquid ring pump based on CFD and its experimental verification[J]. Gas Storage and Transportation, 2017, 36(6): 716−721.
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