Коэффициент центробежного колеса

При малых значениях ку и достаточно высоких М и М ,, наибольшая производительность ступени определяется рабочим колесом. Оно работает в предельном режиме, соответствующем запиранию входных сечений межлопаточных каналов. Увеличение ку приводит к смещению режима от наибольшей производительности в сторону больших 11, вследствие чего наибольшую производительность ступени начинает определять лопаточный диффузор. Минимальные значения коэффициентов потерь колеса и диффузора при изменении ку мало отличаются по величине, вследствие чего и КПД ступени практически не зависит от ку. Однако из этого результата, справедливого для данного частного случая, нельзя делать обобщающих выводов для всех возможных вариантов ступеней. Если в этой ступени повернуть лопатки диффузора на меньший угол и сдвинуть области совместной работы колеса и диффузора в сторону больших значений /1, то и в этом случае каждая область будет располагаться тем левее, чем больше ку. Если принять во внимание характер зависимостей Со-п = = f (й, М ,,) в области больших углов натекания 1, то увеличение означает возрастание а значит, КПД такой ступени с повышением ку будет понижаться. Этот краткий анализ показывает, во-первых, что влияние ку на характеристики ступеней центробежного компрессора неоднозначно и, во-вторых, что в области ку = 1,12- 1,25 характеристики ступени от ку практически не зависят. Это дает возможность, в частности, распространять результаты исследований ступеней холодильных центробежных компрессоров, получаемые при работе на наиболее распространенных веществах К12 или Н22, ка все хладагенты и другие рабочие вещества, у которых ку находится в этих пределах. Эксперимент хорошо подтверждает эти выводы [35). [c.209]

Таким образом, основными критериями качества центробежного колеса можно считать максимальное значение к. п. д., степень реактивности, степень однородности структуры потока за колесом, коэффициент напора и ширину зоны устойчивой работы. [c.94]

Такое новое конструктивное исполнение позволяет получить л о-Зой вид характеристики -Н за счет применения той или иной благоприятной формы бокового канала с коэффициентами напора, приведенными на рис. 34. В качестве вспомогательного центробежного колеса могут быть приняты модели колес насоса СЦН-бО (см. рис. 2) или другие модели колеса тихоходной, нормальной и средней удельной быстроходности, имеющие при работе значения КПД не ниже 0,65-0,75. Это позволит создать новые самовсасывающие центробежно-вихревые насосы с общим КПД не ниже 0,6 вместо 0,46-0,52, при этом, естественно, необходимо учитывать рациональное соотношение напоров, создаваемых вихревой и центробежной ступенями. [c.67]

Обычно применяют центробежные колеса, по сравнению с осевыми, имеющие больший коэффициент давления (см. выше стр. 27). [c.149]

Обычно применяют центробежные колеса, которые по сравнению с осевыми имеют больший коэффициент давления, как было (Показано выше. [c.137]

Как показывает опыт, в типовых конструкциях центробежных колес ( 5 = 704-150) этот коэффициент достаточно устойчив и приближенно может быть принят равным 0,5. Поэтому значение а в первом приближении может быть найдено из формулы [c.91]

Ввиду того, что диаметр скважин сравнительно невелик, для получения большой подачи при малых напорах рабочие колеса выбирают с коэффициентом быстроходности = 120 -ь 800. Наибольшее применение имеют центробежные колеса с щ = 175 300. При больших значениях ns применяют полуосевые или пропеллерные колеса открытого типа. [c.82]

Рассмотрев влияние различных факторов на коэффициенты подъемной силы и сопротивления одиночного профиля, следует оговориться, что Б осевых и центробежных колесах нет одиночных профилей, они имеют систему одинаковых профилей, равномерно расположенных на прямой (осевые) или на круге (центробежные), т. е. прямые или круговые решетки профилей. Однако многие основные свойства и формы газодинамических сил, действующих на каждый из профилей при обтекании их потоком при определении главных газодинамических параметров, будут похожи или подобны аналогичным свойствам одиночных профилей. Новым существенным фактором является густота решетки, характеризующая число профилей, приходящееся на единицу длины по ее оси. Влияние густоты во многих случаях будет доминирующим, что не позволяет без [c.301]

Рг — радиальная сила давления жидкости на центробежное колесо Pi — осевая сила давления жидкости на лопастное колесо Рк — коэффициент реакции колеса р — плотность жидкости [c.4]

Исследования [56] показывают, что для спирального отвода, расположенного по потоку непосредственно за центробежным колесом, коэффициент потерь можно выразить в виде зависимости [c.77]

В теории насосов коэффициент быстроходности нашел широкое применение как комплекс, связывающий основные параметры насоса Я, Q и (о. Он используется при обобщении опытных данных геометрически неподобных насосов для систематизации геометрических, кинематических и других расчетных коэффициентов, для обобщения энергетических характеристик и т. д. [54]. В частности, коэффициентом быстроходности характеризуют геометрическую форму меридионального сечения центробежного колеса [32]. Однако между расчетными коэффициентами, энергетическими и другими характеристиками насоса и коэффициентом быстроходности отсутствует однозначная связь ввиду влияния других параметров насоса, выбираемых при проектировании независимо от ris. Это можно показать на примере геометрического отношения D ID . Использовав формулу (2.4) и выражение [c.95]

Коэффициент Сг. т, определяющий мощность гидравлического торможения при нулевой подаче, должен, по-видимому, зависеть-от формы и размеров спирального сборника отвода. При выборе характерного геометрического параметра спирального сборника были использованы результаты опытов по определению мощности, потребляемой радиальным импеллерным уплотнением, основной элемент которого представляет собой полуоткрытое центробежное колесо. [c.115]

Коэффициент кавитации центробежного колеса без учета закрутки цф-О (3.47) [c.322]

Коэффициентам = 30... 250 соответствуют центробежные колеса, 250 .. 600 — колеса диагонального типа, а п > 600 — осевые колеса. [c.14]

Определение размеров входа в центробежное колесо Коэффициент эквивалентного входного диаметра колеса Кг вы- [c.15]

Коэффициент кавитации центробежного колеса по результатам опытных данных равен [c.18]

Коэффициент потерь в колесе снижается с уменьшением доли энергии, передаваемой жидкости в колесе циркуляционными силами. Поэтому применение шнека, обеспечивающего определенную закрутку потока на входе в центробежное колесо, приводит, как правило, к уменьшению потерь энергии в колесе. Это особенно заметно у колес с > 0,55 Обычно 0,3... 0,6 ( = 0,3 — для насосов двигателей большой тяги, 0,6— для насосов двигателей малой тяги). [c.47]

Создание всего комплекса моделей представляет собой сложную задачу, которую невозможно выполнить в одной работе, особенно если принять во внимание многообразие компрессорных систем, применяемых в различных отраслях промышленности. Синтезу характеристик многоступенчатого центробежного или осевого компрессора по характеристикам ступеней посвящены некоторые известные работы [12, 23]. Поэтому основное внимание мы уделим моделированию характеристик ступени центробежного компрессора. В моделях элементов проточной части использованы опытные данные по потерям и коэффициенту теоретической работы колеса, представленные в виде аналитических аппроксимаций (см. гл. 4). Такой подход способствует развитию принятой [c.181]

Л и в ш и ц С. П. О коэффициенте циркуляций для центробежного компрессорного колеса. — Теплоэнергетика , 1965, № 5. [c.336]

Нефтяные центробежные насосы объединены в нормальный ряд и позволяют удовлетворить потребности всех технологических процессов нефтегазопереработки. Насосы нормального рядя имеют следующую маркировку. Первая цифра в маркировке означает диаметр всасывающего патрубка, уменьшенный в 25 раз и округленный буква Н — нефтяной (или насос для кислотных и щелочных насосов) Г — горячий Д — первое колесо с двусторонним подводом жидкости В — вертикальный К — консольный КЭ — консольный в одном блоке с электродвигателем М — многоступенчатый. Первая цифра после букв означает коэффициент быстроходности, уменьшенный в 10 раз. Цифра в конце маркировки после знака умножения соответствует числу ступеней, а стоящая за ней буква К —насос предназначен для перекачки кислот и щелочей, С —для сжиженных газов. Нефтяные центробежные насосы принято классифицировать также по следующим признакам [c.71]

Чем больше коэффициент быстроходности, тем меньше диаметр колеса и больше отношение ширины канала на выходе к диаметру колеса, а направление движения жидкости из радиального переходит в осевое (п > 300). Поэтому по величине коэффициента быстроходности различают следующие три группы насосов центробежные (п < 300), диагональные (300 < < 600), пропеллерные ( 5 > 600). Пропеллерные насосы применяют для создания циркуляции жидкости в различных аппаратах, например в реакторах алкилирования. [c.79]

Так, например, центробежный вентилятор с диаметром рабочего колеса 400 мм, имеющий при максимальном к. п. д. коэффициент полного давления 0,86 и быстроходность 70, обозначается Ц4-70-4. [c.186]

Методика расчета одноступенчатого осевого колеса в основном совпадает с принятой для центробежных колес. Это объясняется тем, что осевке колеса являются крайними в непрерывном ряде типов колес с различными коэффициентами быстроходности — от центробежных колес с малыми до различных полуосевых с коническими втулками и кончая осевыми. Методика расчета заключается в выполнении следующих операций [c.153]

Применение лопастей двойной кривизны позволкет довести коэффициент быстроходности центробежных колес с выходной кромкой, парал- [c.98]

Часто возникает необходимость в разработке малорасходных герметических насосов, развивающих высокие напоры. Рабочие органы таких насосов характеризуются низкими значениями коэффициента быстроходности (порядка 5 = 4н-18). В настоящее время методика расчета таких центробежных колес в достаточной мере еще не разработана, а проводимые исследования еще не получили достаточной практической проверки. Представляет интерес изучение влияния диффузориости рабочего колеса в диапазоне малых П5. [c.235]

Проиллюстрируем высказанное положение примером. Пусть в однородном потоке несжимаемой жидкости с кинематическим коэффициентом v, плотностью р и постоянной скоростью V происходит обтекание лопаток центробежного насоса с условным диаметром проточной части d . Поставим задачу об определении сопротивления потоку, протекающему в рабочем колесе, в предположении, что движение стационарно, а объемных сил нет. Тогда среди необходимых условий подобия (3.18) остаются лишь два Ей == idem и Re = idem. Число Рейнольдса, в данном случае равное Re = vdj-lv, является критерием подобия, так как содержит заданные наперед масштабы скоростей v, длин а также заданную физическую константу v. Сила сопротивления Р может быть определена только после решения задачи обтекания. Она определяется сум-тиированием по поверхности лопаток центробежного колеса сил давления потока иа поверхность лопатки и сил трения жидкости о поверхность лопаток, которые в свою очередь зависят от решения задачи обтекания. Число Эйлера, содержащее в своем масштабе неизвестное наперед давление, не может быть критерием подобия, а будет функцией числа Рейнольдса. [c.45]

Критический кавитационный коэффициент быстроходности С р первых ступеней питательных насосов для их работы по без-бустерной схеме должен находиться в пределах 2500—3000. Такие высокие значения С р можно получить за счет применения осевого предвключенного колеса, устанавливаемого на входе в центробежное (рис. 4.2Г). Часто само центробежное колесо выполняется с расширенным входом, что позволяет для него обеспечить значения С р = 1200- -1500. Именно с помощью комбинирован- [c.166]

Известно, что эффективным способом повышения кавитационных качеств центробежных насосов является установка на входе в рабочее колесо предвключенного осевого колеса — шнека. Центробежное колесо и шнек обычно закрепляются на одном валу и вращаются с одинаковой угловой скоростью ю (рис. 4.38, а). Такая шнекоцентробежная ступень отличается простотой конструкции и имеет высокие кавитационные качества С р = 3000-н - -5000. Однако такая величина не всегда удовлетворяет требуемым кавитационным качествам насоса. В некоторых случаях необходимы насосы с кавитационным коэффициентом быстроходности С р = 5000 -10 ООО и выше. [c.186]

Выявлено влияние параметров процесса и геометрических характеристик центробежного эжектора на гидродинамическую обстановку. В качестве определяющих параметров были приняты коэффициент эжекцин (отношение объемных расходов воздуха и воды в единицу времени), угловая скорость вращения колеса и расход жидкости. Основными геометрическими характеристиками, влияющими на гидродинамику процесса, являются диаметр центробежного колеса и ширина его межлопаточного канала на выходе, высота камеры смешения и ее начальный диаметр. [c.180]

Рабочее колесо центробежного насоса заданных подачи и давления может быть изготовлено с двусторонним подво дом жидкости. В этом случае заданная пддача Q распределяется яоровйу между правой и левой его половинами. При этом коэффициент быстроходности колеса уменьшается в 1/Т раз и колесо становится менее быстроходным. [c.117]

Если изменения параметров колеса будут мало влиять на величину T]ropt, то коэффициент k (при Z)2 = onst) будет постоянной величиной для данного отвода. Тогда изменения колеса при неизменном отводе приведут к смещению оптимального режима в координатах Я/ l) —Q/ o по прямой, проходящей через начало координат ( луч отвода). На рис. 2.20 приведены энергетические характеристики вг риантов высокооборотных насосов, отличающихся друг от друга только центробежным колесом. Колеса имеют разные 62- Из рисунка видно, что оптимальные точки напорных характеристик практически располагаются на одном луче. К таким же результатам приводит изменение и других параметров центробежного колеса (Ргл, Рм, -гит. п.) и шнека. [c.123]

При сопоставлении результатов экспериментов с расчетами по формуле (3.54) напоры шнека подсчитывались по уравнениям (1.44), (1.45), (1.49), (1.62), значение коэффициента кавитации Лцц по формуле (3.47). С учетом (3.59) неравенство (3.54), выражающее условие бессрывной работы центробежного колеса после срыва работы предвключенного шнека из-за кавитации,. может быть записано в окончательном виде [c.192]

Коэффициент потерь в адиабатном процессе с подводом механической энергии извне определим срагзу для рабочего колеса — единственного элемента проточной части центробежного компрессора, в котором такой процесс реализуется. Поэтому потерянную работу отнесем, как обычно, к кинетической энергии потока при входе в колесо в относительном движении [c.78]

Безлопаточный диффузор всегда имеется в центробежном компрессоре или в виде самостоятельного диффузора, или в виде безлопаточного кольцевого участка, предшествующего лопаточному или канальному диффузору. Если радиальная протяженность кольца невелика, то кольцевой безлопаточный участок можно рассматривать совместно с лопаточным или канальным диффузором, однако в этом случае все потери правильнее определять в зависимости от угла натекания потока и числа Маха М , по абсолютной скорости при входе на лопатки. Для определения этих величин все равно необходимо оценить изменение параметров прн движении газа по кольцевому безлопаточиому участку, которое может быть значительным, особенно если его ширина Ь- больше иифпны колеса Ь,. В последнее время в холодильных центробежных компрессорных машинах получили распространение комбинированные диффузоры, представляющие собой сочетание довольно протяженного безлопаточного диффузора и лопаточного, у которого Оз =1,4. В этом случае каждый диффузор должен рассматриваться отдельно и коэффициенты потерь следует оценивать по кинетической энергии при входе в каждый диффузор. [c.94]

На рис. 94 и 95 приведны центробежные многоступенчатые насосы типа М. Буквы и цифры, составляющие марку насоса, например 10М-8Х6, означают 10 — диаметр входного патрубка в мм, уменьшенный в 25 раз М — многоступенчатый 8 — коэффициент быстроходности, уменьшенный в 10 раз 6 — число рабочих колес. [c.164]

С целью экономии электроэнергии эксплуатационников и исследователей всегда интересовала возможность регулирования характеристики центробежных насосов. Одним из наиболее доступных способов является подрезка рабочего колеса по диa eтpy. Этому вопросу посвящено много исследований, суть которых заключается в получении экспери.ментальньгх коэффициентов для расчета напора, расхода и КПД в зависимости от степени подрезки. Для каждого типа насосов необходимо проведение своих экспериментов. В представленном докладе предлагается математическая модель, позволяющая провести расчет для центробежных насосов любого типа. Модель строится в предположениях, что имеется характеристика насоса на перекачиваемуто жидкость. Предполагается, что эта характеристика вбирает в себя все особенности конструкции насоса. В этол случае расчет насоса можно вести по уравнению Эйлера для лопастных машин. В выражениях через конструктивные параметры для базового варианта уравнение запишется, как [c.138]

Н е ф т я ы е центробежные насосы (рис. а, б, в) объединены в нормальный ряд и в отношении своих рабочих характеристик позволяют удовлетворить потребности всех процессов, встречающихся в нефте- и газопереработке. Эти насосы имеют следующую сиециальную маркировку. Первая цифра в маркировке означает диаметр всасывающего патрубка, уменьшенный в 25 раз буквы после первой цифры означают Н — нефтяной (или насос для кислотных и щелочных насосов), Г — горячий, Д — рабочее колесо с двойным подводом жидкости, К — консольный, В — вертикальный, первая цифра (юсле букв означает коэффициент быстроходности, уменьшенный в 10 раз цифра в конце маркировки после знака умножения означает число ступеней в насосе. Буква К в конце маркировки показывает, что насос предназначен для перекачки кислот и щелочей, С — для сжиженных газов, (ЗТ — насос с торцовым уплотнением. [c.328]

Колеса центробежных насосов в зависимости от значения коэффициента быстроход -ности 5 делятся на три основных типа [c.139]