Потеря гидравлические в лопастных насосах

Потери в лопастном насосе разделяют на гидравлические, объемные и механические. Экспериментальное определение составляющих потерь производится при балансовых испытаниях, методика проведения которых описана в гл. УП. [c.99]

Из всех потерь в лопастном насосе о гидравлических потерях известно меньше всего, несмотря на то, что они являются наиболее существенными с точки зрения опенки характера кривой Я = = / (Р). Незнание гидравлических потерь объясняется существованием многих неучтенных факторов, комбинированное влияние которых на гидравлические потери трудно точно определить. [c.99]

Основной причиной недостаточного развития теории гидравлических потерь в лопастных насосах является исключительная сложность происходящих в них физических процессов, связанных с движением реальной жидкости. [c.131]

Потери гидравлического торможения (или потери на рециркуляцию) возникают при незначительных подачах насоса, когда часть жидкости, вышедшей из лопастного колеса, вновь входит в него, а при входе в колесо часть потока выбрасывается обратно в область всасывания. Это ведет к возрастанию касательных сил на поверхностях О а 2 (см. рис. 2.4), увеличивая момент взаимодействия лопастного колеса с жидкостью. Потери гидравлического торможения рассматриваются как разновидность дисковых потерь, хотя, как это следует из вывода уравнения Эйлера, могут быть отнесены также к категории гидравлических. [c.38]

Как указывалось, проточная часть лопастных насосов состоит из трех основных элементов подвода, рабочего колеса и отвода (рис. 3-1). По подводу жидкость подается в рабочее колесо из подводящего трубопровода. Подвод должен обеспечить осесимметричный поток на входе в колесо. Если осевая симметрия потока у входа в колесо отсутствует, то треугольники скоростей и, следовательно, углы наклона относительной скорости (см. рис. 3-2) различны для разных точек входного сечения потока, расположенных на одинаковом расстоянии от оси колеса. В этом случае при любой установке входного элемента лопатки на некоторых струйках получаются чрезмерно большие углы атаки , приводящие к срыву потока с лопатки. Это вызывает дополнительные гидравлические потери и местное снижение давления, в результате которого уменьшается допустимая высота всасывания насоса (см. 3-5). [c.199]

На рис. 3-26 изображен баланс энергии в лопастном насосе. К насосу подводится мощность N. Часть этой мощности теряется (превращается в тепло). Потери мощности в насосе разделяют на потери механические, объемные и гидравлические. [c.227]

В лопастном насосе паровая кавитация возникает на лопатке рабочего колеса обычно вблизи ее входной кромки. Давление здесь значительно ниже, чем давление во входном патрубке насоса из-за местного возрастания скорости при натекании на лопатку и из-за гидравлических потерь в подводе. [c.238]

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]

Проанализируем с помощью (10-14) некоторые свойства лопастных насосов. Прежде всего отмечаем, что развиваемый насосом напор Н определяется двумя основными параметрами иг, пропорциональной скорости вращения п, и Уг% пропорциональной расходу Q. В этом ничего неожиданного нет. Более интересна зависимость напора от среднего значения угла р2 или связанного с ним выходного угла лопатки 62 (рис. 3 7) и возможность учета влияния размеров рабочего колеса 02 и В2. Формула (10-14) выявляет весьма существенное влияние на развиваемый насосом напор величины кв — коэффициента восстановления, т. е. гидравлических потерь. [c.348]

Другой разновидностью лопастных насосов являются пропеллерные (осевые) насосы, применяемые для перемещения больших количеств жидкости (до 25 м /с и более) при малых напорах (до 0,15 МПа). Рабочее колесо осевого насоса (см. рис. 3.1, ж) состоит из втулки с лопатками винтового профиля, закрепленной на валу. При вращении колеса лопатки сообщают жидкости движение не в радиальном направлении, как у центробежных насосов, а в осевом. Для уменьшения окружной (вращательной) скорости жидкости (а следовательно, и гидравлических потерь) перед нагнетательным трубопроводом устанавливается направляющий аппарат с продольными ребрами. КПД осевых насосов (по мощности) достигает 0,9 и выше. [c.297]

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]

Уравнение (2. 56) отличается от выражения (2. 39) тем, что оно относится не к потоку в целом, а к каждой струйке в отдельности. В то же время оно справедливо лишь с точностью до величины гидравлических потерь в лопастном колесе для отдельных струек. В насосах, как правило, Ущ = = О, что делается в целях увеличения допустимой высоты всасывания и повышения напора колеса. Тогда [c.45]

Возмущение, вызываемое телом в потоке идеальной жидкости, выражается только искривлением линий тока при обтекании контура тела. Сам контур тела является линией тока. Такое возмущение может быть названо возмущением формы. В потоке вязкой жидкости на возмущения формы накладываются возмущения, вызываемые вязкостью. В случае плохо обтекаемой формы тела вязкие возмущения существенно нарушают всю картину движения жидкости. При хорошо обтекаемой форме тела с плавными обводами вязкие возмущения почти не нарушают внешней картины течения, хотя динамическая сущность движения идеальной и вязкой жидкостей остается принципиально различной. В этом случае при больших значениях Не вязкие возмущения ограничены слоем незначительной толщины у поверхности контура — пограничным слоем — и спутной струей — гидродинамическим следом за телом. Гидродинамические потери в потоке сосредоточиваются преимущественно в пограничном слое и гидродинамическом следе. Основное же движение жидкости во внешнем потоке происходит почти без рассеяния механической энергии. Вихри, сбегающие с поверхности обтекаемого тела и располагающиеся в гидродинамическом следе, постепенно затухают, вследствие действия сил вязкости, и их кинетическая энергия переходит в тепловую. В лопастных. машинах вообще, и в частности в насосах, движение жидкости всегда происходит при больших значениях Ке, а элементам проточной части придается по возможности обтекаемая форма. Поэтому можно считать, что причинами возникновения потерь всегда являются процессы, происходящие в пограничном слое. При достаточно густых решетках лопастей в рабочих колесах и значительной протяженности каналов проточной части корпуса пограничные слои, сходящие с обтекаемых лопастей в форме гидродинамических следов, сливаются вместе и образуют общий завихренный поток. Пути сокращения гидравлических потерь в лопастных машинах должны основываться на анализе физических явлений у стенок, к рассмотрению которых мы и перейдем. [c.133]

Потери гидравлического торможения. При уменьшении подачи лопастного колеса нарушается соответствие формы элементов проточной части корпуса насоса характеристике потока при входе и выходе из лопастного колеса. Вследствие этого турбулентность потока в области перехода из колеса в корпус резко возрастает, что ведет к усиленному обмену количеств движения частиц жидкости, находящихся в области лопастного колеса, и частиц, расположенных в области проточной части корпуса. При более значительном снижении подачи возникают противотоки так, [c.147]

Расчет спирали или направляющего аппарата можно выполнять по методике, принятой для лопастных насосов. Оценивая потери гидравлического сопротивления по формулам (12) и (13), потери дискового трения по работе [П], потери подвода и отвода по экспериментальным данным и механические потери в приводе и уплотнении, по формулам (20) — (22) можно определить напор насоса Я, потребляемую мощность N и полный КПД насоса. [c.71]

Проточная часть центробежного насоса проектируется на расчетный (оптимальный) режим работы. Часто при проектировании насоса необходимо выяснить особенности его работы также на нерасчетных режимах. При этом возникает необходимость уже На этапе проектирования насоса получить его характеристику. Рядом авторов [86, 107] разработан метод расчета напора центробежного насоса, основанный на предположении, что на нерасчетных режимах отсутствуют вторичные токи жидкости. При этом напор насоса определяется путем вычитания из теоретического напора, определенного из основного уравнения лопастных насосов, гидравлических потерь на вихреобразование на входе в рабочее колесо и в отвод, а также гидравлических потерь, в каналах насоса. Гидравлические потери на входе принимаются пропорциональными квадрату разности оптимальной и рабочей подач насоса, гидравлические потери в каналах — пропорциональными квадрату подачи. Рассчитанная таким образом характеристика недостаточно точна по следующим причинам. [c.29]

Элементы проточной части гидравлических машин вообще и лопастных насосов в частности представляют собой сочетание направляющих поверхностей, предназначенных для управления потоком. Если кавитационная зона возникает на такой поверхности, то она изменяет ее эффективную форму и, следовательно, изменяет путь потока. Такие изменения нежелательны и сопровождаются дополнительными потерями энергии. Снижение энергетических параметров (подача, напор) и уменьшение коэффициента полезного действия являются прямым следствием возникновения кавитации в любой гидравлической машине. [c.50]

Подбор насосов производится по требуемым величинам подачи (расхода) Q и напора Н. Поскольку подача лопастного насоса сильно изменяется с изменением иапора, лучше, если последний задается в форме характеристики трубопровода (сети), представляющей собой зависимость необходимого напора от подачи Q. Эта зависимость находится по формуле (15-21) и включает две определяющие величины статический напор Яст и суммарные гидравлические потери в сети hw Гидравлические потери зависят от длины трубопровода, его диаметра, наличия местных сопротивлений. Для реальных условий работы суммарные потери представляются соотношением [c.295]

Теоретические исследования по скорости роста кавитационного пузырька и экспериментальные исследования кавитационных характеристик труб Вентури на вязких жидкостях показали, что с увеличением вязкости жидкости и уменьшением времени пребывания ее в зоне разрежения (кавитационной зоне) увеличивается вероятность протекания жидкости через зону разрежения в перегретом состоянии. С этой точки зрения увеличение вязкости жидкости должно приводить к улучшению кавитационных характеристик лопастных насосов. С другой стороны, увеличение гидравлических потерь от входа в насос до зоны разрежения при увеличении вязкости должно приводить к ухудшению кавитационных характеристик насоса. [c.260]

В настоящее время конструкторы лопастных насосов работают в двух направлениях. Они стремятся, во-первых, уменьшить гидравлические сопротивления в проточной части машины и щелевые (объемные) потери при работе машины, во-вторых, уменьшить вес машины, модернизируя некоторые детали. Решение этих задач зависит от степени научной разработки вопросов теоретической и экспериментальной гидродинамики потока жидкости, протекающей внутри машины, а также вопросов технологии изготовления и сборки машины. [c.38]

На основании анализа, проведенного в пп. 2,3, можно заметить, что на выходе из рабочих щелей дискового насоса угол между вектором абсолютной скорости с и окружным направлением составляет 2—5°. Следовательно, нецелесообразно применять в качестве основного отводящего устройства кольцевой безлопаточной диффузор, так как вследствие большой длины линий тока возникают значительные потери на трение о стенки диффузора. Нельзя также применять в дисковом насосе лопаточный кольцевой диффузор, так как из-за малых значений угла 2 и коэффициента расхода межлопаточные каналы получаются длинными, с малыми проходными сечениями, а значит, и с большим гидравлическим сопротивлением. Таким образом, так же как и в центробежных лопастных насосах, в дисковых насосах для отвода жидкости от рабочего колеса предпочтительно применение спирального и конического диффузоров. [c.32]

В случае многодисковых насосов коэффициент будет отличаться от значений, которые принимают для центробежных лопастных насосов. Это связано прежде всего с тем, что поверхности разрыва профиля скоростей (рис. 22, д) при выходе потока из колеса наблюдаются на кромках каждого из дисков (в лопастном — только на двух Дисках). Это значит, что потери на выходных кромках дисков в большой степени зависят от коэффициента проходного сечения fj. На основании этого рекомендуется выход из каждого междискового канала делать диффузорным — с заостренными дисками (рис. 22,6). Значения угла заточки Од2 выходных кромок устанавливаются экспериментально, так как чрезмерное уменьшение этого угла (что выгодно в целях снижения выходных потерь) приводит к отклонению значения ширины междискового зазора Ь от оптимального. Это, в свою очередь, вызывает уменьшение напора вследствие увеличения гидравлических потерь в рабочем колесе. Для многодисковых насосов шири- [c.32]

Объемные потери. Среди этого вида потерь главное значение имеют потери при перетеканиях жидкости через переднее уплотнение лопастного колеса. В многоступенчатых насосах жидкость перетекает через зазоры между валом и перегородками (диафрагмами), разделяющими ступени, а также через гидравлическую пяту. Расход перетекающей жидкости определяют опытным путем, для чего предварительно строят график зависимости расхода жидкости через уплотнение от перепада давления. Имея такой график, по перепаду давления в уплотнении, замеренному во время работы насоса, можно определить искомый расход [c.38]

Гидравлические потери. Часть энергии, получаемой потоком от лопастного колеса, затрачивается на преодоление гидравлических сопротивлений при движении-потока внутри насоса. Действительный напор насоса [c.20]

Выше были рассмотрены основы теории движения идеальной жидкости в лопастных машинах. Схема идеальной жидкости является основой для построения большей части расчетов элементов проточной части гидравлических машин. Все же она далеко не удовлетворяет всем потребностям теории гидравлических машин. Вопросы теории потерь в насосах, основные предпосылки, определяющие форму движения идеальной жидкости (постулат Чаплыгина, вихревая система в теории крыла конечного размаха), не могут быть рассмотрены без привлечения механики вязкой жидкости. Во многих случаях формы движения для реальной и идеальной жидкостей значительно различаются. Особенно это имеет место в условиях появления отрыва потока от обтекаемых поверхностей. В то же время задачи движения реальной жидкости в проточной части гидравлических машин математически столь сложны, что до настоящего времени не находят решения. Все это приводит к необходимости широкого привлечения эксперимента к развитию вопросов теории и методов расчета гидравлических машин. [c.68]

Только часть гидравлических потерь, возникающих в лопастном колесе, следует относить собственно к свойствам, присущим колесу, — это потери трения и вихреобразования установившегося относительного движения. Потери же вихреобразования неустановившегося движения и мощность гидравлического торможения относятся к взаимодействию колеса с в неш-ними областями проточной части корпуса насоса. [c.148]

На рис. 226 дана наиболее широко применяемая конструкция циркуляционного насоса. Уменьшение осевого габарита насоса получено применением крутого колена круглой формы. Увеличение крутизны колена ведет к росту гидравлических потерь. Одновременно растет неравномерность поля скоростей в колене, которая, в свою очередь, ухудшает работу лопастной системы насоса. [c.341]

Проточная часть всех лопастных насосов состоит из трех основных элементов — подвода, рабочего колеса и отвода. Назначением рабочего колеса является передача жидкости энергии, подводимой извне к валу насоса. Обычно рабочие колеса отливают целиком вместе с лонатками. Малые колеса тихоходных насосов, имеющие узкие каналы, часто выполняют сборными. При этом штампованные лопатки приваривают или приклепывают к литым, или штампованным ведомому и ведущему дискам. Иногда сборное колесо состоит только из двух частей — из ведущего диска, в котором выфрезерованы лопатки, и из ведомого диска. Сборная конструкция дает возможность производить тщательную обработку внутренней поверхности каналов между лопатками, что уменьшает гидравлические потери и увеличивает эро.зионную и коррозионную стойкость рабочего колеса. [c.237]

Возникновение и последующ( е развитие кавитации в лопастных насосах является следствием уменьшения абсолютного давления в движущейся жидкости. Рассмотрим, как меняется давление воды при ее движении по проточному тракту лопастного насоса от входа во всасывающий трубопровод до рабочего колеса. В качестве примера на рис. 2.9 справа изображен вертикальный центробежный насос с прямоосной цилиндрической всасывающей трубой, в центре дан график изменения абсолютного давления в зависимости от значений различных параметров. Давление на входе во всасывающую трубу вследствие ее заглубления под уровень свободной поверхности в приемном резервуаре превышает атмосферное давление к атм НЗ знзчснис гидростзтичсского дэвлв-ния йст- Местные потери энергии, связанные с преодолением гидравлического сопротивления входного устройства всасывающей трубы и уве- [c.50]

При отклонениях от зависимость коэффициента потерь в отводе имеет вид, показанный на рис. 60. Обратим внимание на отличие этой зависимости от экспериментального графика, используемого при расчете лопастных насосов [3]. Объясняется это тем, что при расходах через дисковый насос, меньших расчетного, падают гидравлические потери в колесе, чем частично компенсируется увеличение потерь в отводе. В лрпастном насосе при-аналогичной ситуации потери возрастают и в колесе, и в отводе. [c.72]

На рис. 64 изображен судовой циркуляционный осевой насос. Корпус насоса состоит из приемной части, снабженной аварийным патрубком, и напорной части, имеющей разъем в плоскости вала. Через аварийный патрубок осуществляется откачивание воды из трюма в случае его затопдения. Вал насоса охватывает обтекатель. Резиновый подшипник смазывается перекачиваемой водой. Благодаря применению крутого колена круглой формы уменьшается осевой габарит насоса, что очень важно в судовых условиях. Однако увеличение крутизны колена ведет к росту гидравлических потерь. Одновременно растет неравномерность поля скоростей в колене, что, в свою очередь, ухудшает работу лопастной системы насоса. Для улучшения работы насоса в отводящем колене установлено направляющее ребро. Вес ротора и осевая сила воспринимаются упорным подшипником двигателя. [c.114]