Потери гидравлические в колесе

Мощность колес за вычетом дисковых потерь и потерь гидравлического торможения назовем мощностью лопастей [c.36]

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]

Кроме того, наличие окружной составляющей скорости уменьшает относительную скорость жидкости на входе что снижает гидравлические потери в колесе и увеличивает допустимую высоту всасывания. Сечения подвода подбирают так, чтобы скорость жидкости, начиная от входного патрубка, постепенно увеличивалась, т. е. подвод конструируется по принципу конфузора. Это способствует выравниванию скоростей. В результате нарушение осевой симметрии потока у входа в рабочее колесо при спираль-пом подводе получается значительно меньшим, чем при кольцевом подводе. Поэтому такой тип подвода находит в настоящее время широкое применение в насосах двустороннего входа (см. рис. 3-16) и многоступенчатых насосах спирального типа (см. рис. 3-17). В отличие от остальных типов подводов спиральный подвод создает окружную слагающую скорости на входе + 0. [c.201]

Л отв — мощность гидравлических потерь в колесе и отвода — мощность гидравлических потерь в насосе [c.77]

Весь напор центробежного насоса создается рабочим колесом. Остальные части насоса не увеличивают напора, а вызывают неизбежные потери — гидравлические, механические и объемные (утечки). [c.42]

Напор на выходе из колеса меньше Я на величину гидравлических потерь в колесе. Если принять, что потери в направляющем аппарате равны потерям в колесе (обе потери относятся к решетке лопаток), напор на выходе из колеса Я равен [c.161]

Так как к. п. д. насоса равен 90%, то на все гидравлические потери остается 4,5°о. Эти гидравлические потери в основном являются потерями на трение, и можно принять, что они разделяются поровну на потери в колесе и в корпусе. [c.196]

Гидравлические потери в колесе, составляющие 2,25%, будем считать постоянными для всех значений коэффициента быстроходности. [c.196]

Гидравлический к. п. д. учитывает потери в колесе, всасывающей камере насоса и в нагнетательной спирали или направляющем аппарате, если таковой имеется. Вообще потеря энергии зависит от распределения скоростей в потоке. [c.41]

Внутри насоса происходят потери энергии на гидравлические сопротивления в проточной части насоса, механические сопротивления (трение дисков колеса о жидкость и трение в подшипниках и сальниках), а также объемные потери. Гидравлические сопротивления в проточной части насоса Лнао состоят из гидравлических сопротивлений во входной части насоса Лв-нас, в колесе ккол и отводе /гн-нас- Следовательно, [c.71]

Колесо вьшолняют литым из стали, чугуна, бронзы или других материалов. Для обеспечения более благоприятных условий течения жидкости в каналах между лопатками, а также для уменьшения гидравлических потерь в колесе, каналы, как правило, изготовляют с плавным контуром поворотного участка и рабочих лопаток, а также с уменьшением ширины по мере увеличения радиуса (конические колеса). [c.120]

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]

Относительные потери. Потери гидравлической энергии в осевом насосе можно представить суммой потерь в его основных элементах (подводе, колесе, аппарате и отводе). В относительных величинах [c.260]

В работе [63 ] предложено оценивать гидравлические потери во всем рабочем колесе структурно аналогично профильным потерям. Для этого необходимо ввести понятие осредненного значения обратного качества колеса в целом Потери энергии в периферийном участке лопастей составляют главную определяющую часть потерь в колесе (см. п. 52). [c.260]

Гидравлические потери. Гидравлические потери при нормальном режиме работы насоса складываются из потерь на трение и местные сопротивления в рабочем колесе, направляющем аппарате и в спиральной камере. [c.167]

Суммирование частных коэффициентов по уравнениям (8), (10) и (16) дает величину гидравлических потерь в колесе центробежного компрессора. [c.22]

В настоящем разделе излагается один из способов расчетного определения меридианной скорости и потерь гидравлического торможения на входе в насосное колесо с целью установления общих закономерностей в изменении параметров потока для ступеней различной быстроходности. [c.23]

Из приведенных выше формул видно, что для определения потерь мощности гидравлического торможения необходимо иметь кривые зависимостей = (г, 0) я = / (г, ( ). Как было показано выше, эти зависимости можно аппроксимировать аналитическими выражениями. В связи с этим значение потерь гидравлического торможения на входе в колесо при работе ступеней в различных режимах также можно определить расчетом. [c.66]

Выше было сказано, что повышение кавитационных качеств колес за счет расширения их входного сечения объясняется повышением удельной энергии из-за появления гидравлического торможения при однако в этом случае повышаются и гидравлические потери в колесе [32 ]. Поэтому колеса тихоходные и средней быстроходности с расширенным входом всегда имеют западающую напорную характеристику. Во всех случаях для работы колес с расширенным входом характерными являются более высокие потери гидравлического торможения. [c.66]

Ниже излагаются результаты работы по выявлению возможности уменьшения потерь гидравлического торможения на выходе колеса за счет утолщения выходных участков лопастей в плане, а на входе — за счет профилирования входных участков лопастей таким образом, чтобы угол атаки по всем линиям тока был по возможности уменьшен. При этом предполагалось, что возникающие в данном случае дополнительные потери в следе за выходными кромками колеса не снизят общей экономичности ступени. [c.67]

На образование и поддержание кольцевых вихрей, захватывающих зону лопастей рабочего колеса, тратится механическая энергия, величину которой в насосостроении принято называть потерями гидравлического торможения. Момент, определяющий мощность гидравлического торможения, можно определить 176] по формуле [c.135]

Потери гидравлической энергии в осевом насосе можно представить суммой потерь в подводе /г , рабочем колесе Ьк, выправляющем аппарате ка и отводе /г . Эти потери в относительных величинах можно выразить формулой [c.102]

В исследованиях показано, что потери напора в колесе и подводе с увеличением подачи растут, не имея минимума потери напора в отводе при подаче, близкой к оптимальной, имеют минимум при подачах, отличных от оптимальных, потери в отводе быстро растут, зачастую превышая потери в колесе. Зона минимальных потерь в отводе является зоной максимального гидравлического-к. п. д. насоса. [c.29]

Ф>0) не скажется существенно на потерях в колесе и будет отсутствовать влияние шнека на потери в насосе (рис. 1.27, а 1.28). Для шнеко-центробежных насосов с Л1<0,5-т-0,55 гидравлический к. п. д. можно принимать, как и для центробежных насосов, равным 0,82—0,85. [c.76]

Анализ расчетов по формулам (62) и (63) зависимости коэффициента потерь ДЯк от относительного радиуса дисков Ла позволяет сделать вывод, что минимум потерь приходится на диапазон значений = 3 -j-4 при любом сочетании параметров дискового насоса (рис. 17). В зависимости от числа Рейнольдса Re, минимум потерь для гладких дисков является более выраженным (рис. 18), чем для шероховатых. Для каждого сочетания параметров дискового колеса существует значение коэффициента трения Хтр, при котором гидравлические потери в колесе минимальны (рис 19). При этом чем меньше коэффициент расхода, тем в меньшей мере ДЯк зависит от Xjp. [c.30]

Напор, создаваемый в патрубке насоса, равен напору, развиваемому -м участком колеса с учетом гидравлических потерь в колеса Л за вычетом гидравлических потерь на протяжении от данного участка до напорного патрубка, и одинаков для всех участков [c.241]

Рассматривая величины абсолютных скоростей на выходе, построенные при одинаковых значениях 2 и СУг, видим, что наибольшее значение скорости С2 получается в лопатках, загнутых вперед. Превращение кинетической энергии в потенциальную после выхода жидкости из рабочего колеса сопровождается тем большими гидравлическими потерями, чем больше скорость С2. Следовательно, насосы, имеющие рабочие колеса с загнутыми вперед лопатками, обладают наименьшим гидравлическим к. п. д., а насосы, у которых рабочие колеса с Р2<90°, — наибольшим гидравлическим к. п. д. Вот почему в центробежных насосах применяют исключительно лопатки, отогнутые назад. Что касается напора, который при этих лопатках меньше, чем при лопатках, загнутых вперед, то увеличение его достигается применением многоступенчатых насосов или увеличением числа оборотов. В большинстве конструкций центробежных насосов угол Р2 колеблется в пределах от 14 до 60°. [c.152]

На насосах с малыми значениями п и закрытыми колесами установлено, что при небольшом увеличении вязкости напор даже на режиме максимального к. п. д.) больше, чем при перекачивании воды, при дальнейшем увеличении вязкости напор уменьшается. Это вызвано тем, что незначительное увеличение вязкости способствует подавлению относительной циркуляции в каналах колеса см. фиг. 3.15) в такой степени, что создаваемый напор увеличивается больиле, чем это необходимо для компенсации возрастающих гидравлических потерь в колесе. [c.314]

Гидравлические потери. Гидравлическими потерями являются потери энергии на преодоление гидравлического сопротивления по пути следования жадкости от входа в насос до выхода из него, т. е. в подводящем трубопроводе, рабочем колесе и отводящем трубопроводе. [c.38]

При переходе жидкости из канала в корпус происходит значительное снижение скорости, вследствие чего кинетическая энергия движения жидкости превращается в потенциальную энергию давления, т. е. происходит превращение скорости в давление, необходимое для подачи жидкости на заданную высоту. При переходе жидкости с лопаток рабочего колеса в неподвижный корпус возникают гидравлические удары, которые обусловливают больпдие потери напора, возрастающие со скоростью выхода жидкости из колеса. Для уменьшения потерь рабочее колесо снабжают направляющим аппаратом (рис. 47), который окружает рабочее колесо и имеет каналы примерно такой же формы, что и каналы рабочего колеса, но изгиб каналов направляющего аппарата имеет направление, обратное изгибу каналов рабочего колеса. При наличии направляющего аппарата преобразование скорости жидкости в давление протекает равномерно- и постепенно, в результате чего жйдкость проходит корпус с небольшими скоростями и при высоком давлении, а следователыю, и с небольшими потерями напора. [c.95]

Для насосов низкой удельной быстроходности лонатки рабочего колеса должны быть длинными и узкими. Изготовление длинных узких лопаток представляет большие технологические трудности, а их применение сопровождается увеличешгем гидравлических потерь в колесе насоса. Поэтому иногда величину расхода Q для низких контролируют по уменьшению сечения площади входного отверстия и, следовательно, уахеньшают коэффициент [c.46]

Некоторое влияние на коэффициент давления оказывает и число лопаток. При уменьшении числа лопаток степень расширения каналов между ними увеличивается и поток, проходящий по каналу, легко отрывается от его стенки, что ведет к увеличению гидравлических потерь в колесе. Увеличение числа лопаток до 12—16 шт. способствует увеличению коэффициента давления. Дальнейшее увел1ичение уже меньше влияет на значение этого коэффициента, из-за чего-наибольшее число лопаток в центробежных вентиляторах не нревышает 36—48, Кроме того, увеличивать число лопаток свыше этого предела не имеет смысла, так как лопатки, даже выполненные из сравнительно тонкого металла, начнут уменьшать площадь проходного сечения каналов воздуха, Потери на трение в каналах небольшого сечения возрастут. Коэффициент давления при этом будет снижаться. [c.29]

Дополнительное повышение к. п. д. ступени углесоса на 2% следует объяснить уменьшением потерь гидравлического торможения на выходе из колеса, которое, как видно из полученных данных, превышает возникаюш,ие при утолш,ении выходных участков лопастей потери в следе за их выходными кромками. Необходимо отметить также, что, согласно результатам эксперимента, кавитационные качества колеса с новой лопастной системой практически одинаковы с таковыми для колеса, имеющего обычные цилиндрические лопасти. [c.69]

Для уменьшения потерь при входе жидкости на лопатку необходимо, чтобы он происходил без удара. Для этого необходимо, чтобы направление входного элемента лопатки совпадало с направлением относительной скорости. Опыт показывает, что при небольшом отклонении входного элемента лопатки от направления относительной скорости отрыва потока нет и, следовательно, гидравлических потерь на удар не происходит. Поэтому у современных насосов лопатка устанавливается по отношению к окружности не под углом Рь получающимся из треугольника скоростей при входе, построенного для расчетной подачи насоса, а под углом ббльшим угла З1 на 3— 8°. Увеличение угла установки лопатки на входе по сравнейию с расчетным углом ведет к увеличению площади прохода между лопатками и, следователыю, к уменьшению относительной скорости Ш). Это уменьшает величину гидравлических потерь в области колеса (гидравлические потери в колесе пропорциональны квадрату относительной скорости) и увеличивает высоту всасывания насоса. [c.133]

В действительности движение жидкости по каналам рабочего колеса, образованньш лопастями и дисками, гораздо сложнее, чем это предполагалось при выводе величины Hi для плоского потока, образованного отдельными струями. Действительное распределение относительных скоростей бтдельных струй симметрично относительно оси. Действительное движение вязкой жидкости в каналах колеса будет вихревым и более сложным. Гидравлические потери в колесе будут иными, чем предполагалось раньше. При конечном числе лопастей будет система вращающихся каналов, имеющих форму диффузоров с лопастями, загнутыни назад. Поток при входе в канал будет обтекать лопасти, ко- [c.46]

Анализируя выражение (58), можно заметить, что вязкость жидкости V, ширина щели Ь и угловая скорость со оказывают противоположное влияние на изменение первого и второго членов формулы. Следовательно, гидравлические потери в колесе должны иметь оптимум в зависимости от комбинации Ь, и, со, т. е. от параметров течения X. На рис. 15 показано, как влияют X и (р на коэффициент потерь напора при ламинарном режиме течения в кольцевой щели дискового колеса. Минимальные потери напора в рабочем колесе имеют место при X = Х р и снижаются при уменьшении коэффициента расхода <р. Значение Хор получается при исследовании фун1щии ДЯк на экстремум Э (ДЯк)/ЭХ = 0. Откуда следует Хор1 — 1,2 при/ 2 = 2,5-г 4. [c.28]

Рис. 19. Зависимость гидравлических потерь в колесе от коэффициента трения при турбулентном режиме дечения жидкости в междисковых щелях с развитой шероховатостью при X = 10, = 3, Re, =4-10

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]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология