Напор теоретический центробежного

В отличие от поршневых компрессоров, в которых теоретически (при отсутствии мертвых пространств и потерь через клапаны и поршневые кольца) напор зависит только от противодавления и не лимитируется расходом, в центробежной машине существует однозначная связь между расходом и напором. Эта связь вытекает из уравнения Эйлера. Согласно уравнению (1. 67), напор, создаваемый центробежным колесом, при той же окружной скорости и при том же к. п. д. зависит от окружных составляющих скорости и a , которые, согласно треугольникам скоростей, равны соответственно [c.39]

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]

Как известно, равенство напоров, создаваемых любой парой центробежных ступеней, обеспечивается равенством теоретических напоров и напорных к. п. д. Это условие выражается уравнением [c.305]

Это уравнение, называемое основным уравнением центробежного насоса, получено Эйлером. Оно справедливо для расчета теоретического напора любых лопастных машин. [c.75]

Из выражений (7-16) и (7-18) следует чем меньше угол аз и больше угол Рг, тем больше напор. При Рг > 90° и os Р2 < О теоретический напор имеет наибольшую величину. Однако с увеличением угла р2 значительно возрастают гидравлические потери. Поэтому центробежные насосы изготовляют с загнутыми на- зад лопатками (рг < 90°). [c.199]

Лопастный угол Ргл — в а уК 11 ы й ко н С Г р у КТ нв н ы й параметр, при помощи которого можно получать различные теоретические значения полного напора, создаваемого рабочим ко- 1/ лесом центробежной машины. Обычно угол (З2 потока меньше лопастно-го угла Ргл на 3—5 . [c.37]

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

Подстановка последнего выражения в уравнение (П1,22) приводит к однозначной связи между теоретическим напором Н- и производительностью Q центробежного насоса, которая имеет вид [c.137]

При включении ЦЭ в схему действующей установки необходимо учитывать напор, создаваемый центробеже ой силой в любой точке ротора ввод сырья и фенола в ЦЭ можно сравнить с попыткой закачки продукта в выкидную зону центробежного насоса. Так, давление нэ входящих линиях должно быть достаточно высоким, чтобы преодолеть перепад центробежного давления и трение продукта в каналах ротора. Схема обвязки позволяла испытывать ЦЭ как самостоятельно, так и последовательно с экстракционной колонной. На первом этапе испытаний было установлено, что ЦЭ при самостоятельной работе обеспечивает очистку в две теоретические ступени экстракции, т.е. по эффективности два ЦЭ, включенных последовательно, соответствуют одной экстракционной колонне диаметром 3 м и высотой 20 м. Результаты очистки дистиллятов Ш /350- 20°С/ и ГУ / 00 500°С/ масляных фракций приведены в табл. 8. [c.49]

Центробежный компрессор ЦБК и центробежный насос ЦБН относятся к одному классу динамических машин. Принцип действия их одинаков, они также имеют, как это следует из предыдущего параграфа, конструктивное сходство. Уравнение Эйлера, используемое для ЦБН, применяется также для компрессоров. Для них также можно записать выражение теоретического напора. Используя теорему об изменении момента количества движения, можно записать [c.64]

Теоретически для центробежных вентиляторов существует такая же зависимость между числом оборотов, производительностью, напором и мощностью, как и для центробежных насосов [c.158]

Работа форсунки на одной второй ступени ничем не отличается от работы простой центробежной форсунки и для расчета можно использовать все теоретические и экспериментальные данные по исследованию простой форсунки. При подаче топлива только одной первой ступенью также можно воспользоваться уравнениями для простой одноконтурной форсунки, но следует учесть большие потери момента количества движения и напора из-за зоны, заполненной топливом (от входа первой ступени по цилиндрической поверхности камеры закручивания, которая играет роль тормоза). Поэтому тонкость распыливания при работе только одной первой ступени будет значительно хуже, чем при работе обеих ступеней (под одним и тем же давлением). [c.193]

Это и будет формула Эйлера для определения теоретического напора колеса турбомашины, написанная в самом общем виде и справедливая для всех лопастных машин, т. е. водяных, паровых и газовых турбин, центробежных насосов и вентиляторов, а также турбокомпрессоров. [c.129]

При помощи одноразмерной теории центробежного насоса в предыдущем параграфе было выведено уравнение теоретического напора в предположении, что движение жидкости струйное и одинаковой скорости (при одном и том же г) и направления. [c.132]

Выведенные в разделе Центробежные насосы уравнение для определения теоретического напора, создаваемого колесом. [c.363]

Обычно в центробежных насосах для создания безударного ввода жидкости в колесо угол Oj = 90°, т. е. os = 0. В этом случае теоретический напор [c.180]

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 уравнения (8.27а) следует, что чем меньше угол Oj, тем больше напор при Uj < О теоретический напор имеет наибольшее значение, т. е. в этом случае лопатки насоса должны быть изогнуты вперед. Однако для вязких жидкостей при таком положении лопаток резко увеличивается гидравлическое сопротивление. Поэтому в центробежных машинах для перекачивания жидкостей лопатки рабочих колес, как правило, изогнуты назад. [c.180]

Теоретически возможный напор Яг, создаваемый центробежным насосом, определим следующим образом. Рассмотрим движение жидкости между лопатками рабочего колеса (рис.3.20). При работе насоса каждая частица жидкости движется вдоль лопатки с относительной скоростью V/, перемещаясь одновременно вместе с рабочим колесом по касательной к окружности (нормально к радиусу) с окружной (переносной) скоростью и. Абсолютная скорость частицы жидкости с равна геометрической сумме м> тл и. Обозначим Wl н W2 — относительные скорости жидкости при входе на лопатку и на выходе с лопатки и / 2 — внутренний и внешний радиусы колеса соответственно для окружностей входа жидкости в рабочее колесо и выхода из него (О — угловая скорость вращения колеса и и Ы2 — окружные скорости на радиусах Ку и 2. Очевидно, = о/ , 2 2- А абсолютные скорости с и С2 на входе и на выходе с лопатки рабочего колеса определяются из параллелограммов скоростей (см. рис.3.20). [c.298]

Анализ формулы (3.34) показывает, что теоретический напор не зависит от свойств жидкости — они не входят в уравнение. Иными словами, насос любую жидкость (в том числе и сжимаемую — газ) будет перекачивать на одинаковую высоту. Именно поэтому насос перед работой должен быть заполнен жидкостью. Если в нем воздух (его плотность — р ), то насос создаст напор Ят метров воздушного столба. Тогда жидкость под действием этого напора поднимется по всасывающей линии лишь на высоту Щр /р) над уровнем в расходном резервуаре и не попадет в рабочее колесо насоса. Вот почему центробежный насос запускается под заливом. Чтобы при остановке насоса жидкость не вытекала из него по всасывающей линии, на последней устанавливают обратный клапан (см. рис. 3.17, поз.6). [c.301]

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]

Поскольку (uRi = и (uRi = и , из последней формулы находим выражение для теоретического напора, называемое основным уравнением центробежного насоса [c.119]

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]

Я. — теоретический напор центробежного насоса [c.5]

Центробежные насосы. Зависимость теоретического напора центробежного насоса при бесконечном числе лопастей рабочего колеса от расхода жидкости Qh. проходящей через рабочее колесо, для идеальной жидкости (отсутствие вязкости) представляет в соответствии с уравнением Эйлера прямую линию [c.104]

У центробежных насосов и вентиляторов с сильно загнутыми назад лопастями величина коэффициента аг 0,2 весьма мала, поэтому влияние числа Re на величину теоретического напора оказывается незначительным. В качестве примера найдем отношение Ят/Ято для центробежного насоса при увеличении коэффициента кинематической вязкости в 400 раз, что возможно при переходе от воды к нефтепродуктам. Приняв аг=0,2, по (5.7) находим Ят/то 0,95. Обычно же число Re изменяется существенно меньше, поэтому можно принимать Ят Яю- [c.142]

Повышение энергии перекачиваемой жидкости при прохождении через лопастное колесо происходит вследствие изменения энергии давления и кинетической энергии в зоне лопастей. Под действием Центробежных си 1 и уменьшения относительной скорости частички жидкости подходят к выходу с повышенной энергией давления, а вследствие увеличения абсолютной скорости увеличивается кинетическая энергия. Количественные соотношения могут быть выражены известным уравнением для идеальной жидкости, определяющим теоретический напор лопастного колеса с бесконечным числом лопастей [c.71]

Теоретический напор, развиваемый насосом, определяется приростом удельной энергии из основного уравнения центробежного насоса , выведенного впервые Эйлером и справедливого для любого типа центробежной машины [c.55]

Из основного теоретического уравнения центробежного насоса вытекает, как известно, следующее соотношение между числом оборотов, производительностью, развиваемым напором и мощностью [c.127]

Пользуясь одноразмерной теорией центробежного насоса, мы в предыдущем параграфе вывели теоретическое уравнение напора в предположении, что рабочее колесо имеет бесконечно большое [c.126]

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]

Со времени опубликования в 1948 г. первого издания данной книги область применения центробежных насосов значительно расширилась. Одновременно поднялись на новый уровень напоры, приходящиеся на ступень, давления и температуры перекачиваемых жидкостей, числа оборотов и размеры насосов. Это выдвинуло ряд новых проблем — гидравлических, механических, металлургических и технологических. За истекший период времени в теории и практике конструирования достигнут значительный прогресс на основе лучшего понимания характера потока в элементах насоса. Этим оправдывается опубликование в настоящее время второго издания данной книги, в котором сохранены теоретическое обоснование действия рабочих органов и способ представления экспериментальных данных, использованные в первом издании, так как они выдержали проверку временем. Успешное применение этих методов в области турбокомпрессоров за последнее десятилетие также подтвердило правильность их. [c.5]

ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ НАПОР ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ [c.36]

Выражение для теоретического напора центробежного насоса получают применением закона момента количества движения к массе жидкости, протекающей через каналы колеса. Этот закон устанавливает, что изменение по времени момента количества движения [c.36]

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]

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 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]

Эта линейная зависимость Щ от представляет собой теоретическую характеристи1су центробежного насоса при заданной постоянной частоте вращения рабочего колеса. При Р2 < 90° (лопатки отогнуты назад) с увеличением теоретический напор Ят падает при Р2 = 90° (с1 р2 = 0) теоретический напор Ят равен U2 A2g) и не зависит от наконец, при р2 > 90° (лопатки отогнуты вперед) Ят растет при увеличении Практически, как было показано ранее, для химиков-технологов наиболее важен случай р2 < 90°. При этом теоретическая зависимость напора от производительности изображается прямой 1 на рис.3.24. Подчеркнем в рассматриваемом случае увеличению производительности отвечает понижение [c.305]

Особенностью центробежных насосов является наличие ярко выраженной зависимости между проьзводительностью насоса Q и создаваемым напором Я. Теоретически эту зависимость выводят из основного уравнения центробежного насоса (уравнение Эйлера) . [c.79]