Гидравлические потери в центробежном насосе

Таким образом, гидравлические потери в насосе являются результатом потерь напора на трение и потерь от изменения сечений потока и изменений его направления. Гидравлические потери каждого типа центробежного насоса следуют своему собственному закону и зависят от формы и конструкции подводящей камеры, длины и формы очертаний лопаток рабочего колеса, от угла атаки а, формы и конструкции нагнетательной камеры насоса. [c.41]

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]

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]

НОСТИ И изменяется в соответствии с рис. 10-8, а. Рабочие колеса осевых насосов обычно имеют отъемные лопасти, колеса центробежных насосов, как правило, цельнолитые (бронзовые, чугунные, стальные). Поскольку относительная скорость обтекания жидкостью рабочего колеса весьма велика, то с целью уменьшения гидравлических потерь и повышения к. п. д. они должны быть тщательно обработаны и иметь гладкую поверхность. [c.226]

Рабочее колесо является основным элементом насоса, так как в нем собственно и происходит преобразование энергии, получаемой от двигателя,. в энергию перекачиваемой жидкости. Форма рабочего колеса в основном зависит от величины его коэффициента быстроходности а и изменяется в соответствии с рис. 3-19. Рабочие колеса осевых насосов обычно имеют отъемные лопасти, радиально-осевые колеса центробежных насосов, как правило, цельнолитые (бронзовые, чугунные, стальные). Поскольку относительная скорость обтекания жидкостью рабочего колеса весьма велика, то с целью уменьшения гидравлических потерь и повышения к. п. д. они должны быть тщательно обработаны и иметь гладкую поверхность. У мелких насосов, имеющих очень узкие каналы, осуществить такую обработку нелегко и иногда попадают образцы с грубо шероховатой поверхностью, что нельзя признать допустимым. [c.335]

В центробежном насосе весь напор создается рабочим колесом. Остальные детали насоса в создании напора непосредственно не участвуют и вызывают лишь гидравлические, объемные (утечки) и механические потери. [c.137]

В центробежном насосе различают потери гидравлические, объемные, механические и дисковые. [c.137]

Поэтому ирп анализе работы центробежных насосов, перекачивающих вязкие жидкости, изменение характеристик при увеличении вязкости рассчитывается при помощи поправочных коэффициентов для характеристик насоса, полученных на воде, а не путем определения абсолютных значений гидравлических (внутренних) потерь. [c.160]

Другой разновидностью лопастных насосов являются пропеллерные (осевые) насосы, применяемые для перемещения больших количеств жидкости (до 25 м /с и более) при малых напорах (до 0,15 МПа). Рабочее колесо осевого насоса (см. рис. 3.1, ж) состоит из втулки с лопатками винтового профиля, закрепленной на валу. При вращении колеса лопатки сообщают жидкости движение не в радиальном направлении, как у центробежных насосов, а в осевом. Для уменьшения окружной (вращательной) скорости жидкости (а следовательно, и гидравлических потерь) перед нагнетательным трубопроводом устанавливается направляющий аппарат с продольными ребрами. КПД осевых насосов (по мощности) достигает 0,9 и выше. [c.297]

Мощность на валу центробежного насоса, как и поршневого, определяется по формуле (II.8). И в данном случае коэффициент полезного действия насоса т] учитывает все потери, связанные с передачей энергии перекачиваемой жидкости г = г]гГ]оТ)м. Гидравлический коэффициент полезного действия т]р характеризует потери энергии нл трение и местные сопротивления при движении жидкости внутри насоса объемный т]о — вследствие утечки жидкости через зазоры и сальники механический — в результате трения рабочего колеса о жидкость, а также в подшипниках и сальниках. В хороших конструкциях центробежных насосов т]г = 0,8—0,9 т]о = 0,90—0,98 т) = 0,85—0,97 Лн = = 0,60—0,85. [c.122]

Подводом называют часть проточной полости машины, подводящую перемещаемую среду к входному отверстию рабочего колеса. Подвод правильной конструкции для сохранения высокого гидравлического КПД машины должен давать равномерное, осесимметричное распределение потока по входному сечению рабочего колеса. Потери в подводе должны быть минимальными, для этого скорости в его сечениях не должны быть высокими. Поэтому диаметр подводящего патрубка центробежных насосов обычно больше диаметра нагнетательного патрубка, а сам подвод выполняют либо спиральным (при поперечном потоке), либо в виде прямолинейного конфузора (при осевом потоке) — рис. 6.3.2.3. [c.368]

Среднее значение коэффициента =0,65 этому значению коэффициента потерь соответствует величина гидравлического КПД рабочего колеса Tir =0,80...0,96. Разумеется, такой способ расчета является лишь первым приближением, удобным для производства прикидочных расчетов и учитывающим только основную функциональную зависимость. При применении к расчету гидравлических потерь в рабочем колесе центробежного насоса зависимостей, полученных для неподвижных каналов в курсе общей гидравлики, величина гидравлических потерь получается заниженной, поэтому величина - 0,65 учитывает сложную картину течения во вращающихся межлопаточных каналах. [c.58]

В работе [5] приведена эмпирическая формула для определения коэффициента гидравлических потерь в рабочем колесе центробежного насоса в зависимости от доли энергии, определяемой циркуляцией в относительном движении. Авторами была использована прямая линия регрессии, которая, как показали дальнейшие исследования, имеет большую погрешность в области режимов как с большой отрицательной долей напора за счет циркуляции в относительном движении, так и с большой положительной долей циркуляции. [c.58]

Рис. 2.26. Баланс гидравлических потерь в центробежном насосе

Для потока жидкости режима Ке < 7 X 10 гидравлические потери интенсивно возрастают и являются важным фактором, влияющим на снижение к.- п. д. центробежного насоса. [c.152]

В осевых насосах объемные и внутренние механические потери не могут быть с достаточной точностью выделены из общего баланса потерь, как это делается для центробежных насосов. Поэтому суммарные потери в зоне рабочего колеса относят к гидравлическим. Суммарные гидравлические потери в осевом насосе можно рассматривать состоящими из потерь на трение в рабочем колесе— /гр.р.к натре-ниев каналах выправляющего аппарата — на трение о корпус и втулку рабочего колеса — при преобразовании кинетической энергии в энергию давления в диффузоре (если он предусмотрен конструкцией) /1д ф на индуктивное сопротивление из-за перетекания жидкости в радиальном зазоре между лопастью и корпусом —/1 . [c.103]

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

Однако в последнем случае падение гидростатического давления является гидравлической потерей вдоль трубы, в то время как в ко.чесе центробежного насоса падение полной энергии является условием, необходимым для осуществления подачи. [c.61]

Не будем пытаться дать формулы или методику подсчета гидравлических потерь в различных частях центробежных насосов. Необходимость строить предварительные характеристики Q — Я расчетным путем (исходя из потерь) давно отпала, так как при проектировании новых насосов конструкторы могут получить достаточно данных для построения характеристики, исходя из характеристик существующих насосов. [c.165]

Потери в центробежном насосе. Величина гидравлического к. п. д. зависит от величины потерь энергии на пути воды от входного до выходного отверстия насоса. Уменьшение потерь при входе в рабочее колесо зависит весьма сильно от плавности входа, от возможно большей плавности движения в каналах рабочего колеса, от ширины и длины каналов и от гладкости их стенок. [c.46]

Гидравлические потери в центробежном насосе состоят из потерь 1) во всасывающей камере 2) на удар при входе в рабочее колесо 3) на трение в каналах рабочего колеса 4) на удар при выходе жидкости из рабочего колеса 5) на трение и удар в нагнетательной спирали 6) на удар в диффузоре-нагнетательной спирали. [c.41]

Вследствие того, что каналы рабочих колес сравнительно коротки и имеют переменную форму и переменный гидравлический радиус, все попытки определения гидравлических потерь в лопатках рабочего колеса по аналогии с трубами круглого сечения (пользуясь при этом гидравлическим радиусом поперечного сечения) не дают правильных результатов, и такие расчеты совершенно не могут быть рекомендованы при конструировании современных центробежных насосов для определения наиболее рациональных форм каналов, обеспечивающих достижение высокого к. п. д. [c.41]

Однако до настоящего времени не имеется достаточно экспериментальных данных по исследованиям потоков, подобных имеющимся в рабочих колесах насосов, где каналы сравнительно коротки и имеют постоянно меняющуюся конфигурацию. Поэтому нри анализе работы центробежных насосов, перекачивающих вязкие жидкости, изменение характеристик при увеличении вязкости рассчитывают нри помощи поправочных коэффициентов для характеристик иасоса, полученных на воде, а не путем определения абсолютных значений гидравлических (внутренних) потерь. [c.160]

Гидравлические потери в центробежных насосах обусловлены гидравлическим трением, ударами и вихреоб-разовапнем в проточной части. Плавно очерченные каналы рабочего колеса, отсутствие резких поворотов, расширений и сужений, тщательная обработка внутренних поверхностей проточной части обеспечивают высокий гидравлический к. п. д. насоса. [c.126]

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]

Сложность динамики движения потока жидкости и сложность геометрии проточных подвижных (в колесе) и иеподвижных каналов (в корпусе) не позволяют аналитическим путем определять силы трения и силы инерции движения жидкостп в центробежном насосе, т. е. получать абсолютные значения гидравлических (внутренних) потерь. В связи с этим измепение характеристики при увеличении вязкости рассчитывается прп помощи поправочных коэффициентов для характеристики насоса, полученной прп перекачке воды. [c.159]

Схемы установок. Постоянное содержание в залитом состоянии насосов, расположенных выше уровня воды в приемном резервуаре, позволяет установка, названная М. П. Сусловым [691 схемой с автоподсосом. Сущность автоматического подсоса заключается в том, что работающий насос, залитый жидкостью перед пуском одним из обычных способов, постоянно поддерживает разрежение во всасывающих линиях и корпусах резервных насосов. Для этого всасывающие полости каждого из установленных на насосиой станции резервных насосов соединяют трубопроводами между собой (рис. 10.1) и, кроме того, для возможности обеспечения первоначального запуска или пуска насосов после отключения электроэнергии присоединяют их также к автономной установке. В связи с тем, что разрежение во всасывающей полости работающего насоса превышает значение вакуума, соответствующего геометрической высоте всасывания, на величину потерь напора, резервные насосы могут постоянно находиться в залитом жидкостью, готовом к автоматическому пуску состоянии. Постоянное поддержание разрежения в резервных насосах неизбежно связано с подсосом воздуха работающим насосом через неплотности в сальниковых уплотнениях самих насосов, арматуры, в соединениях трубопроводов, а также вследствие выделения воздуха из воды под действием вакуума. Поступление воздуха в работающий центробежный насос не только снижает его КПД, иапор и подачу, но в ряде случаев может привести к срыву работы и возникновению в трубопроводах колебаний давления вследствие возникновения гидравлического удара. Влияние поступления воздуха в центробежные насосы изучалось как в связи с существующим методом регулирования подачи и напора за счет впуска в него воздуха [67 ], так и при исследовании метода автоподсоса [691. А. И. Степановым установлено [67 ], что при впуске воздуха во всасывающий патрубок центробежного насоса (в количестве до 1—2 % по объему от подачи насоса) существенно снижаются его напор и подача на- [c.216]

Крупные центробежные насосы (рис. 3.5) состоят из спирального корпуса, диффузорного патрубка, рассекателя и двух лап. Спиральный корпус пpeд тaвляet собой сложную деталь и предназначен для сбора и отвода жидкости от рабочего колеса со скоростью, обеспечивающей минимальные потери на гидравлические сопротивления. Проточная полость выполняется непосредственно в отливке корпуса и представляет собой спиральный канал с постоянно нарастающими радиальными сечениями прямоугольной или трапецеидальной формы. Спиральный отвод может обеспечить осесимметричный поток лишь при расчетном (оптимальном) режиме. На режимах, отличных от оптимального, нарушается симметрия в распределении давления по периферии рабочего колеса и возн ает радиальная составляющая сил давления, действующдя на ра чее колесо. Эта сила увеличивает нагрузку на вал и опоры, ухудшрт вибрационное состояние насоса. [c.39]

Уплотнение рабочего колеса центробежного насоса служит для уменьшения объемных потерь и увеличения КПД путем снижения протечек воды из напорной части во всасывщощую через зазор между ротором и статором. В качестве уплотнения рабочего колеса применяются бесконтактные уплотнения щелевого типа. Их уплотняющий эффект основан на использовании гидравлического сопротивления кольцевых дросселей с малым радиальным зазором. Радиальный. зазор принимают минимал >ным при условии обеспечения надежной сборки и работы без Металлического контакта вращающихся и неподвижных элементов насоса- [c.40]

Дисковые потери характерны для центробежных насосов и весьма незначительны для осебых (потери на трение втулки рабочего колеса осевого насоса, которые обычно относятся к гидравлическим). [c.113]