Потери гидравлические в отводе

Оценивая потери гидравлического сопротивления, дискового трения, подвода и отвода и механические потери, по формулам (19) — (27) можно определить напор насоса Н, потребляемую им мощность N и полный к. п. д, т] насоса. При оценке указанных потерь можно воспользоваться некоторыми формулами и статистическими данными по насосам центробежного и вихревого типов. [c.53]

При рассмотрении результатов испытаний одного рабочего колеса с разными по пропускной способности, но однотипными по конструкции отводами, необходимо иметь в виду следующее. Теоретический напор насоса определяется параметрами рабочего колеса и не зависит от параметров отвода. В то же время форма кр ивой действительного напора Н—Q определяется в основном гидравлическими потерями в отводе. Их относительная величина в оптимальной зоне будет уменьшаться с увеличением пропускной способности отвода Ксп ) Оптимальное значение Пща,, будет смещаться в сторону больших подач. На малых подачах в большом отводе относительная величина гидравлических потерь увеличивается в связи с интенсификацией вихревых явлений в области колесо—спираль . Поэтому кривая Н—Р для отвода с большей пропускной способностью более полога, и отвод имеет меньший напор при нулевой подаче. Напор в точке г11 ах для отвода с увеличенными проходными сечениями больше, чем напор при той же подаче того же рабочего колеса с нормальным отводом. [c.77]

Преобразование динамического напора в статический связано как с большими гидравлическими потерями в отводе насоса, так и с конструктивными осложнениями. Выгоднее поэтому большую часть напора получить в форме статического напора непосредственно в рабочем колесе. [c.23]

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]

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 [17] сравниваются экспериментальные характеристики лабиринтного и вихревого насосов и отмечается их сходство. На этом основании была предпринята попытка рассмотреть рабочий процесс лабиринтного насоса с использованием уравнения моментов количества движения так, как это было сделано Пфлейдерером для вихревого насоса [4]. При построении характеристики H Q) этим методом необходимо знать уже два опытных коэффициента, в отличие от методики, изложенной в подразд. 1—7. Кроме того, характеристика получается в виде прямой линии, что не соответствует криволинейной форме характеристик лабиринтно-винтовых устройств и условиям их пересчета по подобию. Автором при испытании одного образца лабиринтного насоса были получены характеристики H Q), близкие к прямолинейным. Это можно объяснить большими гидравлическими потерями в отводе насоса, который представлял собой узкую кольцевую щель. [c.23]

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]

Гидравлические потери в рабочем колесе в достаточно широком диапазоне подач практически не изменяются, т. е. не имеют четко выраженного минимума. Гидравлические же потери в отводе имеют четко выраженный минимум. [c.6]

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]

Коэффициент потерь в отводе меняется в зависимости от режима работы насоса, при определенном расходе он достигает минимума. С минимумом коэффициента потерь практически совпадает минимум потерь в отводе (оптимальный режим отвода) и максимум гидравлического к. п. д. насоса, т. е. расчетный режим насоса совпадает с режимом минимума коэффициента потерь в отводе. [c.77]

Следует добавить, что в процессе решения находятся гидравлические потери в отводе, а это, в свою очередь, является самостоятельной проблемой при проектировании насосов. [c.242]

Сравнительные данные экономичности различных методов сжатия могут быть оценены изотермическим и адиабатическим коэффициентом мощности компрессора. Обычно адиабатическим коэффициентом мощности т)ад оценивают экономичность сжатия неохлаждаемых ма-щин. Однако определение адиабатического коэффициента мощности ступени компрессора, рассчитанной на работу с охлаждением, представляет известный интерес, так как т)ад указывает на дополнительные потери мощности в результате гидравлических сопротивлений в коммуникации, утечек газа и недостаточно эффективного отвода тепла через стенку цилиндра [c.170]

Отводы. Из рабочего колеса жидкость поступает в отводящее устройство, выполненное непосредственно в корпусе насоса или в отдельных деталях. Функции устройства 1) снизить скорость с наименьшими гидравлическими потерями 2) обеспечить осесимметричный поток на выходе из рабочего колеса с тем, чтобы в кана- [c.14]

Если Са направлена по касательной к лопасти отвода или языка спирали (примерно при нулевом угле атаки), то в отводе формируется поток без зон отрыва с минимальными гидравлическими потерями. Такой вход в отвод называется безударным , а соответствующий расход жидкости обозначается Qкб [c.34]

Кольцевой отвод (рис. 2-12) имеет постоянное сечение, такие отводы применяют главн образом в малых насосах и насосах для перекачки загрязненных жидкостей. В кольцевом отводе гидравлические потери больше, чем в спиральном. [c.11]

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]

Гидравлические потери. Третьим видом потерь энергии в насосе являются потери на преодоление гидравлического сопротивления подвода, рабочего колеса и отвода, или гидравлические потери. Эти потери оцениваются гидравлическим к. п. д., который равен отношению полезной мощности насоса к мощности N (см. рис. 3-26). Согласно уравнениям (3-2), (3-29) и (3-25) [c.230]

Ия этого уравнения видно, что чем больше угол . л, тем меньше ко.эф-фициент реакций. Таким образом, при увеличении угла установки лопатки на выходе повышается доля скоростного напора, который должен быть преобразован в пьезометрический в диффузорной части отвода, что сопровождается большими гидравлическими потерями. [c.195]

Резкое возрастание напора и мощности осевого насоса при малых подачах обусловлено тем, что при нерасчетных подачах напор на разных радиусах различен. Вследствие этого при малых подачах возникает на Части колеса обратное движение жидкости из отвода в рабочее колесо. Многократное прохождение жидкости через колесо приводит к дополнительной передаче ей энергии от лопастей. Однако этот процесс сопровождается увеличенными гидравлическими потерями. , [c.197]

Действительный напор Н, развиваемый насосом, будет меньше теоретического за счет гидравлических потерь в самом рабочем колесе, а также в элементах подвода и отвода. Если гидравлические потери составляют /г , то Н = — h . Вводя понятие гидравлического к. п. д. [c.197]

Применяемый в отдельных случаях паровой и водяной обогрев магистральных трубопроводов систем густой смазки с термоизоляцией их от окружающей атмосферы является дорогим и малоэффективным, так как при этом снижаются только гидравлические потери в магистралях большого диаметра, а сопротивление в длинных отводах на машинах может быть при низких температурах настолько велико, что насос не сможет подавать смазку ко всем смазываемым точкам. Вследствие этого применение обогрева магистралей не может быть рекомендовано, и обеспечение бесперебойной нормальной работы систем при низких температурах возможно только при применении густой смазки с высокой пенетрацией. [c.156]

Первые потери (а) зависят от шероховатости стенок, размеров проходных сечений, величина их пропорциональна квадрату средней скорости течения (режим течения практически всегда турбулентный). Вторые (б) определяются в основном изменением скорости. Особенно значительные вихревые потери возникают при резком повороте потока и внезапном расширении сечения, так называемые потери на удар. Например, скорость жидкости при выходе из рабочего колеса насоса (рис. 2-5) весьма велика, скорость же в спиральном отводе в напорном патрубке намного меньше. В связи с этим в некоторых случаях могут возникать весьма большие гидравлические потери. Значительными вихревыми потерями может характеризоваться работа отводящей части турбины отсасывающей трубы. [c.37]

Гидравлический КПД (т]г) учитывает потери, которые возникают вследствие наличия гидравлических сопротивлений в подводе, рабочем колесе и отводе. Если потери напора в рабочем органе нагнетателя обозначить через А -, то гидравлический КПД определится в вида [c.27]

Отводы за нагнетателями предназначены для плавного поворота потока на 90°, т. е. таким образом, чтобы направление отвода продолжало направление спирали кожуха (рис. 3.35, а). Обратное направление отвода (пунктирная линия на рис. 3.35,6) неправильно, так как при этом вследствие срыва потока наблюдается значительное возрастание гидравлических потерь. [c.97]

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]

Кроме внутренних потерь, свойственных процессу передачи энергии от рабочего колеса потоку в отводе и оцениваемых внутренним к. п.д. по (15-6), в вихревых насосах наблюдаются объемные, гидравлические и ме-хаипческис потери энергии. Объемные потери энергии здесь значительны и составляют до 20% энергии, подводимой к валу вихревого насоса. Оии обусловлены перетеканием жидкости через зазоры между поверхностями разделителя к (с. 1. рис. 15-1) и кромками лопа- [c.389]

Утечки из области Ра в область р1 и связанные с ними потери энергии происходят через торцовые зазоры I, через радиальные зазоры // и через неплотности зацепления в области 6. В шестеренных гидромашинах, в отличие от пластинчатых, радиальные зазоры II трудно сделать самоуплотняющимися. Их величина определена только точностью изготовления корпуса, шестерен и подшипников. Износ подшипников нарушает герметичность машины. Для уменьшения утечек по торцовым зазорам часто применяют гидравлический поджим боковых дисков. Для этого в камеры 10 под диски 14 подводят давление Ра. Начальный поджим производится пружинами 12. Для самоориентации шестерен 1 я 9 между боковыми дисками, а также для отвода утечек области // н 7 за торцами осей шестерен соединяют с областью рх. Не- [c.312]

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]

Деривационные схемы (рис. 4, бив). Деривационная система, изображенная на рис. 4, б, устроена в подводящей части гидротехнического сооружения. Она характеризуется тем, что вода, прежде чем попасть к турбинам, проходит сначала по искусственно созданным напорным или безнапорным водоводам. Высота плотины может быть весьма небольшой. Ее цель — задержать поток и отвод воды в систему, посредством которой создается напор установки. Деривационный канал проводится по берегу кратчайшим путем с гидравлическим уклоном, значительно меньшим, чем уклон реки. На пути движения воды от точки А до точки О имеет место потеря напора, равная /гдер (рис. 4, б). [c.20]

В статье дан расчет механических и гидрааяических потерь по внешним характеристикам насоса, что позволяет оценить гидравлические качества черпаковых отводов к вращающихся корпусов. Установлено влияние геометрических форм и размеров проточной части насоса на определеннь й вад потерь, а также независимость от коэффициента быстроходности коэффициентов сопротивления сига],ооб-разной и профильной части черпака. [c.158]

На рис. 1-17 показан аппарат с четырьмя кипящими слоями контактной массы. Применяемая ванадиевая контактная, массг J в виде частиц размером 0,75—1,00 мм размещается на четы рех решетках 2. Температура газа на входе в аппарат 300— 350°С избыточное тепло реакции окисления SO2 отводится i теплообменниках 4, расположенных внутри слоя катализатора Гидравлическое сопротивление одного слоя массы до 0,2-10 Па Потери контактной массы при окислении SO2 в кипящем слос за счет ее истирания составляют 10 масс.% в год. Проведень опытно-промышленные испытания процесса окисления SO2 е SO3 в кипящем слос, на основании которых выполнены проекты для промышленных установок. [c.42]

Очертание стенок спиральной камеры способствует плавному уменьшению скорости жидкости по направлению к выходу и минимуму потерь на гидравлические сопротивления. Таким образом, спиральная камера является безлопаточным отводом насоса спирального типа или как бы однолонаточным направляющ,им [c.122]

Заметим, что при гидравлическом расчете трубопроводов с отводами к потерям напора Аотв надо добавить еще потери напора на трение. В практических расчетах обычно считают, что потери на трение в отводе равны потерям на трение в прямой трубе той же длины. [c.62]

Гольденберг И.З., Умбрасас М. -P.A. Связь гидравлических потерь со скоростью вторичного течения в отводах трубопроводов // Тр. Калининградского техн. ин-та рыб-ной пром-сти и хоз-ва. 1975. Вып. 58. С. 36 -42. [c.642]

Ковалев-Кривоносов П.А., Гольденберг И.З. Экспериментальное исследование гидравлических потерь при взаимодействии арматуры и отводов в судовых трубопроводах // Гидравлика, гидротранспорт рыбы и его технические средства / Тр. КТИРПиХ. Калининград, 1977. Выи. 69. С. 48 - 53. Кожевникова Е.П. Перемешивание жидкостей в трубопроводах при различных способах подачи примеси Дис.. .. канд. техн. наук. Л., 1983. 168 с. [c.647]