Характеристики напора теоретические

Эти явления обусловливают отличие конфигурации действительных характеристик от теоретических. Вместо прямолинейного характера теоретических характеристик действительные характеристики имеют вид кривых с выпуклостью, обращенной кверху. В ступенях с выходными углами <90° тенденция к уменьшению напора с увеличением расхода сказывается на действительной характеристике более резко, чем на теоретической в области Q > [c.278]

В ступенях с колесом Ра <90° теоретическая напорная характеристика представляет собой наклонную линию тем более крутую, чем меньше угол Ра. Изменением угла достигается лишь некоторое изменение степени отклонения действительной напорной характеристики от теоретической, которая сама по себе является достаточно крутой. В результате получается, что диапазон изменения расходов при неизменном напоре, который можно получить в такой ступени с помощью изменения угла осд , невелик. [c.299]

Рис. 8-8. Теоретические действительные характеристики напора при и = уаг..

При рассмотрении характеристик насосов — теоретических [см. (10-47)] и экспериментальных (см. рис. 12-1, 12-2), было установлено, что напор, развиваемый лопастным насосом, существенно зависит от подачи. В связи с этим, имея характеристику насоса, нельзя заранее сказать, какая будет обеспечиваться подача при [c.237]

Воспользуемся уравнением Эйлера для получения теоретической характеристики напора при условии ai==90° [c.66]

Рис. 8.8. Теоретические и действительные характеристики напора при, п=var

Для характеристики напоров используют ряд коэффициентов. Коэффициентом теоретического напора ступени называют отношение [c.175]

Рис. 10-8, Теоретические и действительные характеристики напора при п = var.

Рис. 11-8. Теоретические и действительные характеристики напора при л=уаг.

Есть основание полагать, что влияние выходного угла на к. п. д. ступени сказывается в основном в связи со степенью реактивности. Увеличение угла Ра вызывает уменьшение степени реакции и увеличение роли диффузорного эффекта в неподвижных элементах в процессе создания статического напора. При одинаковом к. п. д. колеса к. п. д. ступени, видимо, будет тем выше, чем меньше уровень скоростей за колесом и чем лучше выполнены диффузорные аппараты за колесом. Поэтому задача создания высокоэкономичной ступени с колесом малой реактивности сводится в общем случае к разработке высокоэффективного диффузора. Актуальность такой задачи несомненна, ибо для ряда случаев колеса малой реактивности обладают большими преимуществами. Особенно это относится к колесам Ра = 90°. Как уже указывалось, теоретическая характеристика таких колес представляет собой горизонтальную прямую. Это значит, что при малых потерях эти колеса способны обеспечить весьма большие коэффициенты расхода и широкую зону устойчивой работы. К преимуществам колес малой реактивности следует отнести также значительно меньшие удельные потери на перетекание через уплотнения на всасывании и на трение дисков. Это обстоятельство особенно важно при работе на малых расходах, когда потери двух упомянутых групп (на перетекание и на трение дисков) соизмеримы с потерями в диффузорах. [c.104]

Из изложенного также можно сделать некоторый вывод о влиянии диффузорности на крутизну напорных характеристик, построенных в функции от объемной производительности на входе. Как показано выше, теоретические характеристики Н . = f (Qo) и = / (фо) (см. рис. 4. 1) представляют собой прямые линии, отклоняющиеся вверх от горизонтали при Ра > 90° и вниз при р2 < 90°. Как видно из уравнений (4. 31) и (4. 32), степень отклонения этих характеристик от горизонтали определяется абсолютным значением второго члена в правых частях этих уравнений. С увеличением при тех же значениях ф о это отклонение уменьшается. Это значит, что во всех случаях, когда угол Ра больше или меньше 90°, увеличение степени диффузорности потока вызывает некоторое приближение теоретического напора 9 131 [c.131]

Зависимость между производительностью Q насоса и напором Я, т. е. характеристика поршневого насоса теоретически изображается вертикальной прямой (рис. 7-19). Из графика видно, что производительность поршневого насоса — величина постоянная, не зависяш,ая от напора, и определяется только объемом жидкости, вытесняемым поршнем. Практически вследствие [c.209]

Из уравнения (2.30) следует, что теоретический папор, выраженный в метрах столба подаваемой жидкости, не зависит от рода жидкости [в уравнении (2.30) отсутствуют величины, характеризующие физические свойства жидкости]. Гидравлические потери являются функцией Ке и, следовательно, зависят от вязкости жидкости. Однако, если Ие велико и имеет место турбулентная автомодельность потоков в рабочих органах насоса, то гидравлические потери, и следовательно, папор насоса, выраженный в метрах столба подаваемой жидкости, от рода жидкости не зависят. Поэтому график напоров характеристики лопастного насоса одинаков для разных жидкостей, если потоки в рабочих органах насоса автомодельны. [c.192]

Приведенные выше соображения являются приближенными, так как они не учитывают ряда факторов, влияющих на величину напора и мощности. В частности, они не учитывают вторичных токов, возникающих при малых подачах, неустановившегося движения жидкости в каналах колеса при нерасчетных режимах и т. д. В силу этого характеристика насоса, построенная теоретически на основании описанных соображений, плохо согласуется с данными опыта. Рабочая характеристика насоса может быть получена лишь опытным путем. [c.193]

Характеристика насоса показывает, как изменяется развиваемый данным насосом напор, мощность и другие параметры в зависимости от подачи Q при неизменной частоте вращения п. Треугольники скоростей и уравнение Эйлера позволяет найти теоретическую характеристику насоса. [c.211]

В настоящее время пока еще нет достаточно совершенных расчетно-теоретических методов определения Явс.изб.тш- Поэтому для оценки кавитационных свойств насоса и правильного выбора высот всасывания его подвергают кавитационным испытаниям на специальных стендах, которые оборудованы устройствами, позволяющими изменять сопротивление на линии нагнетания и давление во всей системе установки, а также приборами, позволяющими замерять подачу напор Я, скорость вращения п и мощность N. Испытания производятся при всех режимах, возможных при работе данного насоса, определяемых скоростью вращения вала насоса и подачей. Каждый рабочий режим исследуется при нескольких значениях Яве.изб и по данным испытаниям строят кавитационные характеристики, которые представляют собой зависимость подачи Q, напора Я и к. п. д. т] от величины Яве.изб- [c.381]

Зависимость между напором Я и производительностью насоса V при постоянной частоте вращения называют частной характеристикой поршневого насоса. Как следует из самого принципа работы поршневых насосов, их производительность не зависит от напора, поскольку за один акт насос всасывает или выталкивает совершенно определенный объем жидкости (в идеальном случае Уо = РЗ), а число таких актов однозначно связано с числом оборотов (ходов) п в единицу времени. Поэтому теоретическая характеристика поршневого насоса в координатах Н — V — вертикаль с постоянной абсциссой, отвечающей производительности насоса (рис.3.14, линия 1). [c.289]

Одной из особенностей центробежного насоса является взаимозависимость развиваемого им напора и производительности. В самом деле, выражения (3.346) и (3.35а) для напора и производительности содержат абсолютную скорость С2, так что зависимости Н = Н(с2) и К = V( 2) демонстрируют связь Н п V, заданную в параметрической форме. Зависимость между напором Я и производительностью V для постоянной (заданной) частоты вращения носит название частной характеристики центробежного насоса. При выборе оптимального режима работы центробежного насоса целесообразно использовать его универсальную характеристику, которая представляет зависимости Я от К при различных скоростях вращения рабочего колеса. Для технологов важно (в плане отыскания рабочей точки центробежного насоса — см. ниже) представить зависимость Я от К в явном виде. Связь теоретических напора Я и производительности Vj может быть установлена аналитически. [c.304]

Прямой (рис. И-9), т. е. с ростом производительности теоретический напор падает, а при закрытой задвижке (У = 0) он равен иУё- Полученная зависимость Н — (V) представляет теоретическую характеристику центробежного насоса при заданном постоянном числе оборотов рабочего колеса. [c.123]

Действительная характеристика насоса (устанавливается опытным путем) отличается от теоретической по тем же причинам, по которым действительный напор отличается от теоретического, и имеет вид кривой /, изображенной на рис. П-9, а. С изменением производительности и напора изменяются также мощность на валу насоса N (кривая 2 на рис. П-9, а) и коэффициент полезного действия (кривая 3 на рис. П-9, а), имеющий максимальное значение при одной сопряженной паре величии Н V. График, представленный на рис. П-9, а, характеризует работу насоса при различных режимах, но при одном числе оборотов рабочего колеса этот график называется частной характеристикой центробежного насоса. [c.123]

В некотором диапазоне подач экспериментальная характеристика Н = /( ) описывается уравнением прямой. Однако для подач заметно меньше расчетной наблюдается резкий рост теоретического напора (рис. 2.7). [c.54]

По формулам, приведенным в предыдущих разделах, легко получить зависимость теоретического напора от величины идеальной подачи Q или, зная утечки, от величины подачи насоса Q при постоянной частоте вращения п. Для получения напорной характеристики насоса необходимо знать зависимость отдельных составляющих гидравлических потерь от величины подачи. В первом приближении целесообразно разделить суммарные гидравлические потери на две составляющие на участке от точки измерения давления на входе в насос до выходного сечения рабочего колеса и на участке от выходного сечения рабочего колеса до точки измерения давления на выходе из насоса. Первую составляющую будем называть потерями в лопастном или рабочем колесе АН/ , а вторую - потерями в отводящем устройстве (спиральный отвод и диффузор) AHq. Иногда следует отдельно учесть потери во входном устройстве. Для экспериментального разделения потерь необходимо провести измерение величины напора за колесом, которое можно организовать либо в абсолютном, либо в относительном движении, И те, и другие измерения показали, что в доста- [c.57]

При проведении экспериментов были сняты рабочие характеристики более 100 различных вариантов насосов. Во многих случаях проводилось сравнение теоретических выражений с результатами эксперимента. При этом обнаружилось, что вполне удовлетворительное совпадение (с точностью до коэффициента к) теоретических кривых для напора в зависимости от расхода получается при использовании формулы (6а). Эта формула не учитывает потерь на трение в рабочем пространстве насоса, а также влияния концевых сечений на его характеристики. Теоретическая оценка указанных факторов по формулам (15) и (17) для испытанных насосов показывает, что в подавляющем большинстве случаев их влиянием на напорную характеристику насосов можно пренебречь. [c.23]

При снятии характеристик, приведенных на фиг. 36, замер давления на всасывании производился через ниппель 10, показанный на фиг. 11. Поэтому потери напора, а также изменение давления жидкости имелись на пути от этого ниппеля до входа в насос. Чтобы исключить указанные потери и изменение давления, замер давления на всасывании насоса был произведен трубкой непосредственно у входа в насос на радиусе 50 мм. Полученная характеристика в области оптимального к. п. д. насоса изображена штрих-пунктирной линией. Эта характеристика совпадает лучше остальных с теоретической. Последний результат также подтверждает весьма существенное влияние потерь подвода и отвода на характеристику насоса. Кроме того, он показывает, что остальные потери в данной конструкции лабиринтного насоса невелики- [c.46]

На фиг. 50 штриховыми линиями показаны характеристики лабиринтного насоса, полученные пересчетом и расчетом (при б ==0,4 мм). Теоретическая кривая Q—Я построена с использованием формулы для напора лабиринтного насоса (6а). Кривая к. п. д. [c.62]

Результаты испытания одного из лабиринтных насосов с указанными устройствами представлены на фиг. 34. Здесь же изображены теоретические значения напора насоса Яг и коэффициента увлечения ц т Из графика фиг. 34 видно сильное влияние отвода на характеристики насоса. При этом, как и следовало ожидать, чем меньше гидравлические потери в насосе, тем ближе экспериментальные характеристики к теоретическим. Лучшие результаты получены с направляющим ацпаратом. Испытания со спиралью дали худшие результаты, однако они объясняются недостаточной пропускной способностью спирали, которая была рассчитана на значительно меньшую подачу насоса. Отсюда потери трения жидкости (вихревые и трения о стенки) в спирали получились больше, чем в обычном патрубке (характеристика без специального отвода). [c.44]

Зависимость между производитель-и.остью Q насоса и напором Н 1азывается характеристикой насоса. Теоретически характеристика поршневого насоса изображается вертикальной прямой (рис. 7-8). Из графика видно, что у поршневого насоса производительность есть величина постоянная, не зависящая от напора. Производительность определяется только объемом жидкости, вытесняемым поршнем. Прак- [c.135]

Способ 2. Регулирование изменением ниправления потока на входе в комсо. Этот способ основывается на явлениях, рассмотренных выше в п. 4. 3, гл. 4. Согласно уравнению Эйлера, закручивание потока перед колесом в направлении вращения колеса вызывает уменьшение создаваемого напора. При закрутке потока в сторону, обратную направлению вращения, теоретический напор колеса увеличивается. В результате закручивания потока перед колесом изменяется расход, при котором направление вектора относительной скорости совпадает с направлением входной кромки лопатки (см. рис. 4. 21). Таким образом, изменяя направление потока на входе в колесо, для той же машины при том же числе оборотов можно получить ряд новых характеристик С[— 11. Каждая из этих характеристик будет лежать тем ниже, чем больше положительный угол, составленный вектором абсолютной скорости на входе с меридиональной плоскостью. [c.282]

Как уже упоминалось, при регулировании способами 1а и 16 возможная зона регулирования ограничивается областью, лежащей левее и ниже исходной характеристики машины. В большинстве случаев регулирование этими способами производится лишь в сторону уменьшения расхода по сравнени.ю с расчетным. Исходя из этого, при рассмотрении потерь группы 2 при этих способах регулирования главное внимание обращалось на потери, вызываемые нарушением согласования направлений во входных участках. При регулировании способом 2 возможная область регулирования несколько шире. Согласно уравнению Эйлера, закрутив поток на входе в колесо против вращения ротора, можно получить теоретический напор, больший расчетного. Как видно из рис. 4. 21, расход может быть при этом получен также больший, чем на расчетном режиме. Следовательно, область регулирования распространяется также и вправо, и вверх от исходной характеристики. Возникает необходимость при рассмотрении потерь группы 2 учитывать не только потери, связанные с рассогласованием направлений во входных участках, но и все остальные потери, изменяющиеся с изменением расхода в процессе регулирования. Рассмотрим несколько случаев. [c.287]

Характеристика насосов. Зависимость между напором Н и производительностью Q поршневого насоса (рис. П1-14) изображается вертикальной прямой. Характеристика показывает, что производительность поршневого насоса есть величина постоянная, не зазисящая от напора. Практически, вследствие увеличения утечек жидкости через неплотности, возрастающих с повышением давления, реальная характеристика (изображенная на рис. П1-14 пунктирной линией) не совпадает с теоретической. С увеличением давления действительная производительность поршневого насоса несколько уменьшается. [c.142]

Формула (10-47) представляет собой искомую теоретическую напорную характеристику насоса. Она показывает, что напор линейно зависит от подачи Q (рис. 10-11, б), причем, если a < 90° (лопасть отогнута назад, рис. 10-11, в), с ростом Q напор снижается, если g = 90°, tg = О и = = u g = onst и, наконец, если g > 90° (лопасть отогнута вперед), с ростом Q напор Я. возрастает. Казалось бы, это дает возможность повысить напор насоса, однако, как видно из соответствующих треугольников скоростей (рис. 10-11, г), с увеличением a возрастает v , т. е. кинетическая энергия на выходе из рабочего колеса увеличивается, а это вызывает рост гидравлических потерь, что может даже приводить к неустойчивым режимам. Поэтому обычно в центробежных насосах j не превышает 20—35 . [c.211]

Как и углы вылета крайних частиц топлива (а,, и aj, суммарный угол факела согласно (5. 48), (5. 37), (5. 13) и (5. 14) является функцией одного параметра — эквивалентной геометрической характеристики А . Исследования с учетом потерь напора на трение в ( рсунках большой производительности, работающих на мазуте, дали хорошие совпадения опытных и теоретических значений. Для дизельного топлива, как показали наши исследования, если пренебречь потерями на трение, получено отклонение опытных точек от теоретической кривой (см. рис. 84). Эти отклонения объясняются потерями тангенциальной составляющей в результате трения о боковые стенки камеры и сопла. В исследованиях коэффициента расхода эти потери компенсировались потерями напора, а так как угол факела не зависит от давления, то опытные точки расположены в основном ниже теоретической кривой. [c.184]

Графическую зависимость между напором Н и производительностью насоса Q при п = onst называют характеристикой поршневого насоса. Она выражается вертикальной прямой, откуда следует, что производительность поршневого насоса не зависит от напора. Однако в реальных условиях работы насоса вследствие утечки жидкости через различные неплотности в насосе, возрастающих с повышением давления, действительная (рабочая) характеристика не совпадает с теоретической (рис. 8-10). [c.172]

Итак, при течении идеальной жидкости полный напор в сечении 2 был равен зафиксированному в сечении 1, а при течении реальной жидкости — он в сечении 2 стал меньще. Важно установить, за счет какой составляющей произопшо уменьщение напора в сечении 2 при переходе от идеальной жидкости к реальной. Величина 2 (как и г ) — характеристика канала, она от свойств протекающих по нему жидкостей не зависит и потому на переход к реальной жидкости повлиять не может. Величина щ при заданном объемном расходе V также не изменяется при переходе от идеальной жидкости к реальной, поскольку жидкость несжимаема (идеальная — теоретически, реальная — практически) это следует из уравнения расхода щ - У//2 (площадь живого сечения /2 от свойств жидкости, естественно, не зависит). Значит, при переходе от идеальной жидкости к реальной изменение претерпевает давление р2- Если сопоставить правые части уравнений (2.16) и (2.15а), обозначив давление для идеальной жидкости Р2", то при одинаковых левых частях уравнений имеем [c.138]

По материалам стендовых испытаний проф. Опейко Ф. А. был дан критический обзор существующих методов оценки интенсивности перемешивания жидкостей [55]. На основе теории упругости была дана оценка интенсивности деформации жидких сред. В ходе математических выкладок выявлен комплекс v D — d)lv, который, как известно, является классическим числом Re. Таким образом, впервые было теоретически установлено, что интенсивность перемешивания является функцией от числа Re, что ранее отрицалось многими авторами. В работе [55] показано, что для нормализованных вертикальных аппаратов вытянутой формы наибольшая интенсивность перемешивания достигается на поворотах от циркуляционной трубы к кольцевому пространству и обратно. Здесь же сосредоточены основные потери напора в циркуляционном контуре. Никакие характеристики перемешивающих устройств (насосов) не могут определять интенсивность перемешивания вследствие того, что время пребывания реагирующей среды в самом перемешивающем устройстве относительно мало. [c.176]

Как видно из графиков, во всех случаях (кроме фиг. 16) получено хорошее совпадение с экспериментом. При построении теоретических кривых коэффициент напора выбирался постоянным и таким, чтобы начальные точки характеристики Q = 0) совпадали с экспериментальными. На тех же графиках показаны экспериментальные точки, относящиеся к ц,. насоса (см. формулу (28)). Для сравнения с опытом приведены прямые коэг 1фнииен1 ы увлечения насоса, подсчитанные по формуле (8). [c.23]

Характеристика, приведенная на фиг. 16, относится к лабиринтному насосу или импеллеру с очень малой проходной площадью. Отсюда подача такого насоса мала, а сопротивление течению жидкости через насос уже сказывается на его характеристике. Кроме того, в узких шелях более сильно сказывается влияние пограничного слоя, стесняющего проходное сечение насоса, поэтому подача насоса меньше теоретической, подсчитанной по полному проходному сечению насоса Указанными двумя обстоятельствами можно объяснить то, что теоретические значения напора Не на фиг. 16 получилгхсь выше экспериментальны. . [c.26]

На фиг. 49 дана характеристика наружной ступени указанного двухступенчатого насоса. Сравнение характеристик (фиг. 48 и 49) показывает, что напор внутренней ступени меньше, чем это можно было ожидать из результатов предыдущих экспериментов. Отличке внутренней ступени от испытанных ранее вариантов заключается в том, что у нее винт неподвижный, а охватывающая его втулка вращается. Это обстоятельство, по-видимому, и определяет более низкий напор ступени по сравнению с обычными вариантами, когда винт вращается, а втулка неподвижна. Экспериментальное исследование напорной характеристики внутренней ступени подтверждает высказанные в теоретической части соображения об отсутствии пол ной идентичности гидравлического процесса взаимодействия жидкости с нарезкой втулки и винта. [c.59]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология