Уравнение энергии рабочего колеса

УРАВНЕНИЕ ЭНЕРГИИ РАБОЧЕГО КОЛЕСА МАШИНЫ [c.23]

Гидравлические потери. Третьим видом потерь энергии в насосе являются потери на преодоление гидравлического сопротивления подвода, рабочего колеса и отвода, или гидравлические потери. Эти потери оцениваются гидравлическим к. п. д., который равен отношению полезной мощности насоса к мощности N (см. рис. 3-26). Согласно уравнениям (3-2), (3-29) и (3-25) [c.230]

Основное уравнение турбина (уравнение Эйлера) дает связь между величиной энергии, полученной от 1 кг воды при прохождении ее через рабочее колесо турбины, и между величинами скоростей и их направлением [c.534]

В одноступенчатом центробежном насосе (рис. 111-2) жидкость из всасывающего трубопровода / поступает вдоль оси рабочего колеса 2 в корпус 3 насоса и, попадая на лопатки 4, приобретает вращательное движение. Центробежная сила отбрасывает жидкость в канал переменного сечения между корпусом и рабочим колесом, в котором скорость жидкости уменьшается до значения, равного скорости в нагнетательном трубопроводе 5. При этом, как следует из уравнения Бернулли, происходит преобразование кинетической энергии потока жидкости в статический напор, что обеспечивает повышение давления жидкости. На входе в колесо создается пониженное давление, и жидкость из приемной емкости непрерывно поступает в насос. [c.133]

Умножим обе части этого уравнения на угловую скорость рабочего колеса м. Произведение Мы есть секундная работа, которую производит рабочее колесо, воздействуя на находящуюся в нем жидкость. Эта работа равна энергии, передаваемой жидкости за единицу времени, или гидравлической мощности. Назовем энергию передаваемую рабочим колесом единице веса проходящей через него жидкости, теоретическим напором. При этом гидравлическая мощность [c.187]

Увеличение энергии жидкости, проходящей через рабочее колесо насоса, может, очевидно, происходить только за счет энергии, сообщаемой ей от двигателя при посредстве вращающихся лопаток. На основании этого уравнение энергии, передаваемой колесом одной весовой единице жидкости в секунду при прохождении ее через колесо, может быть написано в виде [c.32]

Тепло, соответствующее потерям энергии от внутреннего перетекания газа и на трение дисков, сообщается газу, протекающему по рабочему колесу, и является по отношению к потоку газа в нем как бы внешним теплом. Поэтому процесс расширения газа в колесе и не является адиабатным. Таким образом, для потока газа в колесе и уравнение энергии для колеса (70) приобретает вид [c.262]

Рабочее колесо. В рабочем колесе к сжимаемому веществу подводится механическая энергия, поэтому в нем одновременно увеличиваются (рис. 2.4) и давление рабочего вещества (от рх до и его скорость (от Сх до Со). Эффективность рабочего колеса определяется системой уравнений (2.14), (2.15), (2.8). [c.63]

УРАВНЕНИЕ ЭНЕРГИИ ПОТОКА ЖИДКОСТИ В РАБОЧЕМ КОЛЕСЕ [c.34]

Если пт газа, проходящего через рабочее колесо, передается 1 окружающую среду количество теплоты д, то уравнение баланса энергии —д=Ьо или [c.308]

Как сказано выше, преобразование давления в лопастном насосе происходит в рабочем колесе и следующем за. ним отводящем устройстве. Если в рабочем колесе осуществляется только повышение кинетической энергии, т. е. статическое давление на входе и выходе колеса одинаково, то такие колеса называют колесами равного давления . В этом случае согласно уравнению (71) происходит значительное увеличение абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса с - Ее необходимо затем уменьшить, в отводящем устройстве и преобразовать в статический напор. Этот процесс сопровождается определёнными потерями, поэтому в общем случае рабочие колеса выполняются в виде колес избыточного [c.72]

Применим уравнение для жидкости, находящейся в рабочем колесе лопастного насоса. В этом случае под Q следует понимать расход жидкости через колесо, под М — момент сил, с которыми рабочее колесо воздействует на находящуюся в нем жидкость. Умножим уравнение па угловую скорость m вращения рабочего колеса. Произведение Мш есть секундная работа, которую производит рабочее колесо, воздействуя на находящуюся в нем жидкость. Эта работа равна энергии, передаваемой рабочим колесом жидкости за единицу времени, или гидравлической мощности N . Учитывая, что / iOj = u — окружная скорость рабочего колеса на входе и ЛзЮ = щ — окружная скорость рабочего колеса на выходе, получим [c.188]

Полная энергия перед входом на рабочее колесо в точке О на линии тока ( ис. 15) согласно уравнению Д. Бернулли [c.31]

Часто бывает, что установленные на гидроэлектростанциях турбины с первых дней эксплуатации обнаруживают недопустимую кавитацию, сопровождающуюся образованием центрального вихря за рабочим колесом, что вызывает сильную вибрацию всего агрегата. В этом случае для борьбы с кавитацией и предупреждения вихре-образования под рабочее колесо впускают воздух атмосферного или более высокого давления. При этом рекомендуется подводить воздух в зону, наиболее близкую к оси турбины. Воздух проникает в область центрального вихря и заполняет ее, несколько снижая вакуум в зоне кавитации. Тем самым кавитация уменьшается или полностью исключается. Для уменьшения или исключения кавитации можно также несколько увеличить потери энергии в отсасывающей трубе, что ведет, как показывает уравнение (127), к уменьшению кавитационного коэффициента турбины и тем самым делает возможным бескавитационную ее работу при существующих высотах отсасывания. [c.166]

Анализируя процесс преобразования энергии в рабочем колесе насоса, аналогично тому, как это было выполнено для реактивной гидротурбины ( 15, гл. IV), получим для насоса уравнение [c.365]

Уравнение Эйлер а. Уже отмечалось, что мощность, развиваемая рабочим колесом (его механическая энергия), определяется произведением А1р.к<й, где со — угловая скорость вращения. Какой должна быть величина (й, неизвестно, но зато согласно (1-Ш) и (1-22) мощность, используемая (турбина) или передаваемая жидкости (насос) рабочим колесом турбомашины, определяется величиной расхода О и напора Яр.к. Следовательно, всегда должно соблюдаться равенство [c.58]

Все уравнения (3-18) дают связь между энергией, переданной рабочему колесу от каждого 1 кГ жидкости, прошедшей через рабочее колесо Яр.к, и условиями движения осредненного потока жидкости перед колесом и за ним. Это определение соответствует условиям работы в турбинном (двигательном) режиме. [c.59]

У насосов Г2>1 1 и уравнения (3-18) дают отрицательное значение напора Яр.ц. По существу это правильно, так как напор рассматривается здесь как энергетический показатель, а энергия жидкости при прохождении через рабочее колесо не уменьшается, а увеличивается. Однако при практическом использовании уравнений (3-18) для насосов удобнее записывать их с обратным знаком. Например, вместо (3-18) и (3-18в) получаем [c.59]

Именно преобразованию кинетического напора в потенциальный служит улиткообразная форма корпуса центробежного насоса постепенное расширение сечения обеспечивает переход (согласно уравнению Бернулли) кинетической энергии в потенциальную. Этой же цели должно служить рациональное направление лопаток рабочего колеса надо выбрать такое, при котором доля кинетического напора будет наименьшей. [c.302]

Третий член уравнения (2.16) выражает изменение кинетической энергии жидкости при прохождении через рабочее колесо, первые два — изменение потенциальной энергии. Очевидно, что потенциальная энергия увеличивается как в относительном движении— за счет уменьшения кинетической энергии (ш —шг )/2, так и в переносном движении— — 2. [c.35]

Коэффициент реакции. С помощью уравнения Бернулли можно определить разность энергий потока для сечений выхода и входа его в межлопаточный канал рабочего колеса. Тогда уравнение Бернулли можно записать в виде [c.11]

Для более ясного представления о физическом смысле полученного уравнения проведем анализ величин, входящих в него. Этот анализ показывает, что первый член в уравнении представляет приращение напора, вызываемое центробежными силами, действующими на массу жидкости, проходящей от до г -, второй член показывает изменение кинетической (скоростной) энергии потока от входа до выхода из рабочего колеса последний член представляет изменение напора в результате изменения относительной скорости потока при протекании жидкости через рабочее колесо. [c.123]

Составим уравнение баланса энергии струйки АВ при ее относительном перемещении через рабочее колесо, предполагая, что рабочее колесо неподвижно, а струйки жидкости, в том числе струйка АВ, обтекают лопасти рабочего колеса. [c.192]

Пренебрегая разностью геометрических высот частиц жидкости, находящихся в точках Л и В, а также гидравлическими сопротивлениями внутри рабочего колеса, представим уравнение баланса энергии для рассматриваемой струйки АВ в виде [c.192]

В этом уравнении не учтено действие центробежных сил на перемещение жидкости вдоль лопастных поверхностей. Если обозначить через 8 удельную энергию, которую приобретает в рабочем колесе 1 кг жидкости вследствие воздействия на нее центробежных сил на пути перемещения от Гх до Гг, то уравнение [c.192]

Полученное уравнение дает возможность сопоставить удельную энергию жидкости до входа в рабочее колесо и после выхода из него. Получаемая разница в величине энергии может выявиться либо в увеличении преимущественно потенциальной энергии давления при слабом увеличении энергии кинетической, либо, наоборот, в увеличении энергии кинетической при слабом увеличении энергии давления. В первом случае действие рабочего колеса называют реактивным, во втором активным. Крайняя степень реактивности была бы достигнута при условии, [c.28]

Постановка задачи. Предметом основного уравнения лопастных машин является определение приращения удельной энергии жидкости в области рабочего колеса по величине возмущения, вызываемого в поле скоростей колесом. Основное уравнение широко используется в расчетах энергетических машин и является фундаментальной зависимостью, характеризующей рабочий процесс машины. [c.33]

Действительные давление и напор, развиваемые насосом, меньше теоретических, так как реальные условия работы насоса отличаются от идеальных, принятых при выводе уравнения. Давление, развиваемое насосом, уменьшается главным образом из-за того, что при конечном числе лопастей рабочего колеса не все частицы жидкости отклоняются равномерно, вследствие чего уменьшается абсолютная скорость. Кроме того, часть энергии расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений. Влияние конечного числа лопастей учитывается введением поправочного коэффициента k, характеризующего уменьшение величины v u- Уменьшение давления вследствие гидравлических потерь учитывается введением гидравлического коэффициента полезного действия iir. [c.17]

Из этого уравнения видно, что относительная величина потерь энергии в рабочем колесе зависит от густоты решеток профилей и третьей степени [c.265]

В рабочих колесах центробежных и осевых компрессоров, газовых и паровых турбин или турбодетандеров, где происходит получение или отдача энергии газовой струи, уравнение (III—91) не применимо. В частях же этих машин, где скоростной напор частично преобразуется в пьезометрический или обратно, этот закон действителен. [c.311]

Это уравнение показывает, что процесс передачи энергии газу характеризуется кинематическими условиями движения в рабочем колесе. Из уравнений (IV—5 и 1) находим (в дальнейшем надстрочный знак в выражениях с , я с опущен) [c.323]

В случае увеличения ширины с возрастанием диаметра (например, конически расходящийся диффузор) достигается только снижение составляющей (уравнение IV—62) составляющая с, не зависит от ширины (уравнение IV—64). В рассматриваемом случае угол а уменьшается, путь трения увеличивается. В результате этого увеличения, а также потерь, связанных с отрывом струи, к. п. д. снижается. Сравнение этих типов диффузора на основании опытов фирмы Эшер-Висс показано на рис. 149. Коэффициенты напора Ф и ТГ) даны для преобразования энергии на выходе из рабочего колеса ( , т) ) и из безлопаточного диффузора (Фд, т ) рабочее колесо в обоих случаях одно и то же. [c.353]

Из рабочего колеса газ поступает в диффузор, в котором площадь сечения увеличивается с возрастанием радиуса. Согласно уравнению неразрывности при этом постепенно снижается скорость потока. В соответствии с уравнением Бернулли кинетическая энергия в диффузоре переходит в энергию давления. Поток в диффузоре упорядочивается диффузорными лопатками г. [c.34]

Формулы (3-19) и (3-20) представляют собой основное уравнение турбин, или уравнение Эйлера. Левая часть Ят]р — энергия в Дж, полученная рабочим колесом отжндкости >у п весом в Ш, прошедшей через лопастную систему рабочего колеса. Правая часть содержит кинематические параметры потока при входе на рабочее колесо и после выхода из него. [c.71]

Из вывода уравнения Эйлера следует, что передача энергии жидкости осуществляется путем изменения момента количества движения жидкости, проходящей через рабочее колесо. Однако это уравнение не отвечает на вопрос, из каких частей слагается переданная энеогия, каково соотношение между кинетической и потенциальной энг ргией. Чтобы ответить на поставленный вопрос, преобразуем уравнение Эйлера с помощью зависимости между скоростями [c.35]

С целью определения уменьшения затрат энергии на привод дымососа рассмотрим взаимное влияние работы рабочего колеса и направляющего аппарата. Для обеспечения минимального расхода энергии на привод дымососа нужно, в частности, чтобы при уменьшении производительности избыточное давление, создавае-Nioe дымососом (см. рис. 39), в процессе регулирования снижалось как можно с меньшими потерями. Как было рассмотрено Bbmie, в направляющих аппаратах это достигается путем изме-ения величины закрутки потока перед входом его на рабочее колесо, т.е. изменением величины Сщ. Для наиболее эффективной работы направляющего аппарата при равновесном режиме второй член уравнения (1) Uj i должен быть равен нулю. Тогда наибольшие технологически необходимые производительность и давление будут достигаться без потерь на регулирование. А режимы пониженной производительности—с наименьшими потерями на регулирование, так как необходимая величина уменьшения производительности станет наименьшей возможной. [c.97]

Основное уравнение турбин (уравнейие Л. Эйлера) дает связь между величиной удельной энергии, переданной рабочему колесу каждым прошедшим через него 1 кг вЬды, и параллелограммами осредненных скоростей непосредственно перед входом и ва выходе из рабочего колеса рис. 15-6) [c.276]

Уравнение (2. 1) дает полный напор или энергию, сообш,енную жидкости рабочим колесом между точками на входе и выходе, где измеряются давления (фиг. 2. 5). [c.30]

Каналы для отвода потока должны, во-первых, обеспечивать осесимметричный поток жидкости при выходе из рабочего колеса и тем самым создавать условия для установившегося относительного движения в области колеса и, во-вторых, преобразовывать кинетическую Энергию потока, выходящего из колеса, в энергию давления. При этом проектирование отводящих каналов должно вестись так, чтобы указанный процесс преобразования кинетической энергии не нарушал осевой симметрии пото1 а при выходе из колеса. В противном случае возникнут дополнительные гидравлические потери и произойдет снижение к. п. д. насоса. Относительная величина напора, преобразуемого в отводящих каналах в давление, согласно уравнению (3. 31), равна [c.116]

Реальная работа процесса сжатия должна быть больше рассчитанной по уравнению (2.31) за счет внутренних потерь, к которым можно отнести гидравлические потери в рабочем колесе. При установившемся процессе энергия, затрачиваемая на преодоление потерь, превращается в теплоту и передается газу. Таким образом, процесс слотия в компрессоре происходит с подводом теплоты, т. е. будет протекать по политропе (линия 2—3" на рис. 2.20) с показателем т> к. Политропа 2—3" расположена правее адиабаты. Несмотря на то, что работа по-литропического сжатия (площадь 2 23"3" 2 У меньше работы [c.105]

Русские ученые Д. Бернулли и Л. Эйлер впервые теоретическк обосновали работу центробежных машин. В 1738 г. Д. Бернулли опубликовал книгу Гидродинамика , в которой вывел закон сохранения энергии в движущейся жидкости. Этот закон вместе с уравнением сплошности является теоретической основой для расчета рабочих органов гидромашин, в том числе и насосов.. Во> второй половине XIX века академики Н. Е. Жуковский и С. А. Чаплыгин разработали аэродинамическую теорию крыла , которая послужила основой для создания методики расчета, ло.-пастей рабочих колес и лопаток выправляющих аппаратов как центробежных, так и осевых насосов. [c.3]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология