Напор действительный центробежного

Заметим, что напор, развиваемый центробежным насосом, судя по выражениям (11.10) и (II,10а), не зависит от физических свойств перекачиваемой жидкости. В действительности же такая зависимость существует и главным образом от вязкости. С ростом последней величины Н и ц, падают. Следует иметь в виду, что характеристики насосов, приводимые заводами-изготовителями, обычно относятся к воде и требуют опытной корректировки применительно к другим жидкостям, отличающимся от воды вязкостью. [c.120]

Действительный напор, создаваемый центробежным насосом, и его [c.364]

Действительный напор, создаваемый центробежным насосом, меньше теоретического вследствие того, что при конечном числе лопастей не все частицы жидкости равномерно отклоняются лопастями и следуют по расчетным траекториям, и вследствие гидравлических сопротивлений внутри рабочего колеса, для преодоления которых расходуется часть напора. [c.22]

ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ И ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ НАПОРЫ ШНЕКО-ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА [c.54]

По характеристикам действительного напора и действительной мощности выясняется и к. п. д. центробежной машины. Из уравнения (3-53) получим [c.71]

Обычно рабочие характеристики центробежных насосов строят на основе испытаний, проведенных на воде. Основная характеристика центробежного насоса H = f Q), в которой полный напор Н выражен в метрах столба перекачиваемой жидкости, а расход Q в м /сек, действительна для жидкости любой плотности, если вязкость ее незначительно отличается от вязко-сти воды [23]. [c.150]

Теоретический напор Я, развиваемый центробежными компрессорными машинами, можно определить, используя основное уравнение (5.4), действительное для всех центробежных машин. [c.179]

Для точного подсчета величины действительного напора необходимо учесть потери энергии в форсунке. В камере закручивания центробежной форсунки их можно рассматривать как работу силы трения на пути движения топлива. Для единицы объема топлива эта работа (или потеря энергии) равна [c.176]

Так как часть энергии реальной жидкости расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений внутри насоса и не вся жидкость в нем движется по подобным траекториям, действительный напор Н всегда меньше теоретического. Поэтому при расчете действительного напора центробежного насоса вводят соответствующие поправки [c.180]

Из рис. 3.28, а видно, что производительность двух насосов 1+11 меньше удвоенной производительности одного насоса (2 1 = VI + У ), а развиваемый при этом обоими насосами напор Яц-ц больше напора Щ. Таким образом, при параллельной установке двух насосов в действительности происходит увеличение производительности, но все же не ее удвоение. Такое удвоение наблюдалось бы при сохранении напора насосной установки на уровне Н. Но напор таким не сохраняется. Причина в том, что при возросшей производительности Кц-ц, т.е. увеличенном расходе жидкости по тому же трубопроводу, повышается ее скорость, а с ней и гидравлическое сопротивление. Для преодоления последнего насосная установка должна развивать больший напор, чем это было необходимо при работе одного насоса с меньшей производительностью VI. Это означает повышение рабочего значения Щ+ц > Щ. А поскольку при работе центробежного насоса на нисходящей ветви характеристики с увеличением напора его производительность падает, то становится вполне понятным неравенство Кц-п < VI + Уц (или в рассматриваемом случае У1+ц < 2 У ). [c.312]

Схема последовательной работы двух одинаковых насосов представлена на рис. 3.28,б. Характеристика двух последовательно работающих центробежных насосов РСО) получается при сложении (здесь — при удвоении) ординат кривой ОВЕ для каждой рабочей производительности V. В трубопровод с характеристикой АВС один насос будет подавать жидкость с производительностью У при напоре Я] рабочей при этом будет точка В. При совместной работе двух насосов на тот же трубопровод (его характеристика АВС) рабочей будет точка С. Значит, насосная установка при последовательной работе насосов действительно обеспечивает увеличение напора Щ+ц > Н. Однако это увеличение не достигает удвоения Щ+ц < 2Н ). Дело в том, что для удвоения напора потребовалось бы сохранить прежнюю [c.312]

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]

Следует обратить внимание на принципиально разные виды напорных характеристик Н(У ) центробежного и объемного (см. рис. 1.64) насосов. Это различие приводит к разным подходам при выборе насоса, работающего на гидравлическую сеть. Действительно, при работе объемного насоса на гидравлические сети с разными сопротивлениями такой насос обеспечивает необходимый расход, если только значение напора, требуемое для создания заданного расхода, не превышает, как правило, значений [c.157]

Рассматривая напор, создаваемый рабочим колесом, мы отмечали, что действительный напор меньше теоретического вследствие ряда причин. Точно так же, как уже указывалось ранее, действительная производительность центробежной машины будет меньше теоретической в результате утечек газа через зазоры между колесом и корпусом. [c.345]

Действительный напор, создаваемый рабочим колесом центробежного насоса, может быть выражен зависимостью [c.194]

Чтобы получить аналитическое выражение второго закона подобия напомним, что согласно формуле (14.11) действительный напор, создаваемый рабочим колесом центробежного насоса [c.201]

Действительно, в соответствии с уравнением (14.13) можно приближенно считать, что напор центробежного насоса пропорционален квадрату окружной скорости жидкости на выходе из рабочего колеса, т. е. Н=ки1. Поэтому при неизменном напоре окружная скорость также не меняется. [c.205]

Действительные характеристики насосов используются при подборе центробежного насоса для работы при заданной подаче С и манометрическом напоре Я . При этом стремятся к тому, чтобы в производственных условиях насос работал в оптимальных (или близких к оптимальным) условиях с учетом возможных отклонений подачи и напора. [c.214]

Характеристики центробежных насосов используют также для анализа работы насосов при эксплуатации. С помощью характеристик устанавливают действительные условия работы насосов,, степень экономичности насосных установок, их соответствие технологическим требованиям и характер изменения всех основных параметров работы насоса с изменением подачи или создаваемого напора. [c.214]

Разность напоров Яз при дальнейшем прикрытии задвижки может стать довольно значительной и вследствие этого регулирование задвижкой становится экономически невыгодным. Поиски экономически более выгодного способа регулирования подачи центробежного насоса приводят к попыткам регулирования изменением частоты вращения рабочего колеса. Действительно, уменьшение подачи насоса от при полностью открытой задвижке до некоторой подачи Сг можно достичь за счет уменьшения частоты вращения (рис. 103, б). [c.218]

Высокие напоры достигаются установкой нескольких колес последовательно одно за другим. Каждое колесо подает жидкость соседнему колесу и преодолевает, таким образом, часть полного напора. Так как теоретически число колес, устанавливаемых одно за другим, может быть неограниченным, то и напор, достигаемый при помощи центробежных насосов, тоже беспределен. В действительности же выполнены установки с высотой подачи до 2500 м. Такие насосы высокого давления с несколькими колесами, расположенными одно за другим на одном общем валу в одной камере, называются многоступенчатыми, или многокамерными, насосами. [c.18]

В каталогах и паспортах центробежных насосов производительность, напор, мощность указываются для нормальной работы с. наибольшим к. п. д. Действительный режим работы центробежного насоса может отличаться от ката- [c.15]

Практически, в реальных условиях работы установки на производстве нагнетание продукта в секцию рекуперации осуществляют центробежными насосами с избыточными напором и производительностью, причем часть избыточной энергии поглощается регулирующим вентилем или специальным стабилизатором потока. Поэтому в действительности увеличение гидравлического сопротивления рекуператора приведет не к увеличению общей затраты электроэнергии, а только к перераспределению этих затрат доля расхода на преодоление сопротивления рекуператора будет увеличена, а на потери в регулирующих устройствах снижена. [c.204]

Для рационального подбора центробежных насосов применительно к конкретным промышленным условиям эксплуатации необходимо знать зависимость действительного напора, потребляемой мощности и к. п. д. насоса от нодачи. Графическое выражение зависимости напора Я, потребляемой мощности N и к. п. д. т) от подачи Q при постоянной частоте вращения п называется характеристикой насоса. [c.38]

Качество действительной характеристики Q — Я центробежного насоса при работе на воде (восходящая или нисходящая) не может определяться формулой (3.3), поскольку угол выхода лопатки из колеса центробежного насоса р не бывает более 90°. Это качество зависит от характера движения жидкости в межлопаточном канале, числа лопаток колеса и коэффициента быстроходности насоса. На рис. 3.2 приведены рабочие характеристики центробежного насоса ЦС-65 при работе на воде с различным числом лопаток в колесе z. При испытании рабочего колеса с числом лопаток z = 12 рабочая характеристика Q — Н (1) имеет восходящий участок, при z = 6 максимум рабочей характеристики 2 перемещается ближе к оси напоров, а при испытании насоса с числом лопаток а колесе z = 3 рабочая характеристика 3 нисходящая. Таким образом, качество характеристики можно регулировать числом лопаток z при z < Zkp получаются нисходящие характеристики при z > z p — характеристики с восходящим участком. Восходящий участок А В напорной характеристики Q — Н (см. рис. 3.1, б) определяет неустойчивый режим работы насоса. Такие характеристики насосов нежелательны вследствие возможности возникновения гидравлических ударов в напорной линии при малых подачах насоса, соответствующих участку АВ. [c.40]

Угол р2 в центробежных насосах всегда меньше 90°. Рекомендуется принимать угол Ра равным 15—45°. При анализе влияния угла Ра на рабочие характеристики центробежных насосов установлено, что снижение теоретического напора за счет изменения угла выхода лопаток р 2 не превышает 3,5% от напора, создаваемого насосом, поэтому за теоретическую характеристику центробежного насоса с известной погрешностью можно принять прямую, параллельную оси подач Q и отсекающую на оси ординат отрезки, соответствующие действительным напорам. [c.41]

При работе центробежных насосов на воде (vн 0,1 10 м с) действительная характеристика Q — Н отличается от теоретической на величину потерь напора в каналах колеса Н . Движение жидкости в каналах колеса носит сложный характер и поэтому потери энергии невозможно определить непосредственно, пользуясь основными дифференциальными уравнениями гидромеханики вязкой несжимаемой жидкости. Однако аналитические связи потерь энергии с гидромеханическими параметрами насосов можно найти путем обработки опытных данных. [c.41]

Действительный напор центробежной машины может быть выражен в виде [c.142]

Основной рабочей характеристикой центробежного насоса называется зависимость между действительно развиваемым напором Н и производительностью Q. [c.176]

Не следует смешивать с к. п. д. Это поправочный коэффициент на расчетную схему, аналогично приводимому в центробежных машинах, где учитывалось влияние конечного числа лопа ток в колесе. Поэтому все мощностные определения должны относиться не к Яс =ь а к Я —действительному напору. [c.511]

Важной проблемой является изучение условий получения стабильной формы напорной характеристики центробежных насосов. Представляется целесообразным по результатам обработки статистических данных по выполненным насосам определить осредненные зависимости для оптимальных геометрических соотношений элементов проточной части ступеней с различными п . Используя выражение для действительного напора ступени, можно исследовать возможность перемещения точки характеристики с максимальным напором вдоль оси подач. Для определения оптимальных соотношений между параметрами и характерными коэффициентами ступеней различных типов эффективнее всего использовать ЭВМ. [c.49]

Напор, создаваемый центробежным насосом, зависит от типа лопастей рабочего колеса. Большое влияние на создаваемый рабочим колесом теоретический напор оказывает направление струи, выбрасываемой из межлопастного пространства раьочего колеса, характеризующееся углами as и 2. Действительно, как следует из уравнения (14.10), теоретический напор Я,, зависит от угла аг. С помощью того же уравнения можно показать, что Нт зависит и от угла j. Так как с, —иг—с, tg a (см. рис. 92), то [c.195]

Такое объединение привело к тому, что на результат измерения оказывает влияние особенность конструктивного выполнения не только распыливающего (центробежного) узла, но и системы подвода топлива к этому узлу. Различие в конструкции и размерах системы подвода топлива значительно влияет на опытные результаты. Исследования форсунки типа ЦККБ (см. рис. 75) показали, что потеря напора до поступления в камеру закручивания (в корпусе форсунки и особенно в распределительном диске) может достигать на некоторых режимах работы (С = 1600 кг я, р = = 20 кГ/см ) до 50% располагаемого напора [203]. Эти потери не являются неизбежными для центробежных форсунок, а характеризуют именно исследуемую форсунку и обусловлены местными сопротивлениями на входе и выходе из распределительного диска (см. рис. 75, а), поворотом струи на входе в завихритель и сопротивлениями на входе в камеру завихривания. Поэтому для получения более точных результатов целесообразно рассчитывать потери по элементам при движении в подводящих каналах, при сужении и расщирении, перед тангенциальными каналами, в тангенциальных каналах и потери, свойственные центробежной форсунке (в камере закручивания). В результате учета указанных потерь расчетный коэффициент расхода всегда меньше, чем для идеальной жидкости. При учете только потерь момента количества движения коэффициент расхода будет выше. Действительный (опытный) коэ( х )ициент расхода может быть больше, чем для идеальной жидкости, что свойственно форсункам с малыми расходами и с высоким значением геометрической характеристики А, либо меньше, что имеет место для форсунок с большими расходами [204 ] и с малым значением А. По-видимому, в первом случае потеря момента количества движения оказывает большее влияние на расход, чем гидравлические потери напора, во втором случае наоборот. [c.181]

Однако при малых подачах с относительно большими напорами и при перекачке вязких жидкостей центробежный насос уступает по к. п. д. поршневому. Вместе с тем было бы неправильно полагать, что вязкость не имеет влияния на работу поршневых насосов. В действительности для поршневого насоса с увеличением вязкости уменьшаются всасывающая способность и объемный коэффициент наполнения цилиндра (т1 ,), а следовательно, уменьшаются также подача и общий к. п. д. насоса. Так, иа практике применение парового прямодействующего насоса при перекачке вязких жидкостей связано с уменьшением скорости поршня за счет уменьшения числа двойных ходов. Однако снижение параметров портневого насоса оказывается весьма незначительным по сравнению с центробежным насосом. [c.228]

Как указывалось ранее, действргтельный напор меньше теоретического вследствие ряда причин. Точно так же действительная производительность центробежной машины будет меньше теоретической в результате утечек газа через зазоры между колесом и корпусом. [c.365]

Для лучшего понимания характера движения жидкости в сопле центробежной форсунки рассмотрим в известной степени аналогичное движение жидкости в водосливе с широким порогом, которое в настоящее время хорошо изучено. Анализируя форму вихря в коротком сопле (см. рис. 2), можно заметить, что на подходе к соплу и особенно на начальном его участке уровень жидкости уменьшается, что, естественно, сопровождается увеличением осевой скорости ее движения. Подобное явление возникает и на водосливе с широким порогом. Детальные исследования водослива с широким порогом были проведены в Институте гидрологии и гидротехники АН УССР. В работе показаны причины, вызывающие отклонения закономерности действительного потока от постулата минимума удельной энергии сечения. В работах института и во многих других показано, что коэффициент расхода и глубина на пороге водослива зависят от вида входной кромки, высоты и ширины порога, что противоречит постулатам Беланже и Бахметьева. В работах при анализе характера движения воды на пороге указано, что если ширина порога б не превышает 10—15-крат-ной высоты напора Н (рис. 17), то вода, подходя к кромке порога с докритической скоростью, в месте сжатия ) имеет глубину которая меньше критической глубины Объясняется это результатом действия центробежных сил, искривленных в плоскости струек. [c.63]

Поэтому с уменьшением плотности производительность должна возрастать. Создавшееся противоречие объясняется тем, что из перегретой мисцеллы растворитель начинает интенсивно испаряться уже внутри форсунки в область, не заполненную жидкостью, которая всегда существует в тангенциального типа Форсунках и объясняется действием центробежных сил [118]. Образующиеся пары создают противодавлекне, действительный напор уменьшается, а с ним и производительность форсунки. При этом через выходной канал движется уже не жидкость, а ее смесь с паром и коэффициент заполнения сопла изменяется. Содержание паров в смеси тем больше, чем выше температура распыленной мисцеллы и чем больше растворителя в ней находится. [c.119]

При анализе работы центробежного насоса точка а на егсу С—Н характеристике (см. рис. 100, б), соответствующая избранным заранее или отвечающая действительным условиям работы насоса, называется рабочей точкой. По рабочей точке на С —Н характеристике насоса определяют действительные подачу Р и напор Я, создаваемые насосом. [c.214]

При перекачке реальной жидкости, обладающей вязкостью, действительные рабочие характеристики будут отличаться от теоретических на величину потерь напора в колесе насоса. Рабочие действительные характеристики Q — Н, Q — N ш Q — г центробежных насосов получают на заводских испытательных стендах при постоянной частоте вращения вала насоса, изменяя подачу воды путем дросселирования задвижкой напорного патрубка. На рис. 3.1 видно, что действительные (при перекачке воды) напорные характеристики Q — Н у центробежных насосов могут быть двух типов нисходящие 3, когда максимальный напор соответствует напору при закрытой задвижке Яр, и восходящие 4, когда максимальный напор Ящах насоса наступает при некоторой подаче, отличной от нуля. [c.40]

Уравнение Эйлера в виде выражения (3.26) или (3.27) широко используется при анализе работы лопастных нагнетателей. Особенность этого уравнения состоит в том, что оно получено в предположении, что все струйки в рабочем колесе движутся одинаково. Это возможно только тогда, когда рабочее колесо нагнетателя имеет бесконечное число лопаток, между которыми существует бесконечно малое пространство. В действительности рабочее колесо например центробежного насоса, имеет всего шесть — восемь лопаток, следовательно, существует значительное межлонастное пространство, в котором поток деформируется. Проанализируем влияние конечного числа лопаток на величину теоретического напора, воспользовавшись методом Стодолы — Майзеля. Для анализа установившегося движения в рабочем колесе необходимо рассматривать течение жидкости в относительном движении, т. е. в системе координат, связанной с рабочим колесом. Кинематика потока жидкости в рабочем колесе несколько изменится в этой системе координат. Остановимся подробнее на этом вопросе. Представим себе цилиндр, заполненный идеальной жидкостью и жестко соединенный со стержнем в точке 1. Внутри цилиндра поместим невесомую крестообразную пластину (рис. 3.7), на которой заметим точку 2. Начнем вращать с угловой скоростью соо стержень с цилиндром в направлении, указанном стрелкой. Точка 1 в этом случае переместится в положение Г, а точка 2 вследствие инерционности пластины и отсут- [c.56]

Действительный напор Н, создаваемый центробежным насосом, всегда меньше т еоретического за счет потерь на преодоление гидравлического сопротивления внутри насоса и из-за различия траекторий струек жидкости в криволинейном канале [c.93]

Действительный напор Я, развиваемый центробежной машиной, всегда меньше теоретического вследствие конечного числа лопаток, учитываемых коэффициентом и потерь в меж-дулопаточных каналах, учитываемых гидравлическим коэффи-циентом полезного действия ).,. Таким образом [c.151]