Течение жидкости в рабочем колесе

Гидродинамическими источниками вибраций центробежных насосов могут быть неоднородность потока на выходе из колеса, вихреобразование в проточной части, кавитация. Анализируя течение реальной жидкости в центробежном насосе, можно назвать два основных источника возмущений, вызывающих вибрацию насоса. Первым источником являются нестационарные гидродинамические силы на лопатках направляющего аппарата и колеса насоса, возникающие вследствие потенциального взаимодействия решеток. Анализ этих сил показывает, что на направляющем аппарате они на порядок выше, чем на рабочем колесе, и их амплитуды достигают 30% от среднего значения. [c.221]

Кинематика течения жидкости показывает, что рабочее колесо ковшовой турбины также меняет момент скорости жидкости относительно оси вращения и, следовательно, для определения момента рабочего колеса можно использовать зависимость (3-14). В итоге можно получить и уравнение Эйлера в форме (3-19) и (3-22) [форма (3-20) не подходит, так как здесь нельзя использовать определение циркуляции]. [c.73]

Для получения основного теоретического уравнения рабочего колеса центробежного насоса берется идеальное течение жидкости через колесо, имеющее бесконечно большое число лопаток. Движение всей массы жидкости в таком колесе разлагается иа бесконечное множество элементарных струек, траектории которых параллельны очертанию лопаток. [c.151]

Сложный характер течения в рабочем колесе и спиральной камере не позволяет дать достаточно обоснованную методику расчета характеристик насосов и вентиляторов. Поэтому мы ограничимся лишь качественной оценкой баланса гидравлических потерь в насосе (рис. 2.26). Верхняя кривая определяет теоретический Напор Нт, рассчитанный без учета изменения угла р2 и, следовательно, без учета отрыва потока от лопастей на режимах, далеких от расчетного. Сумму потерь на входе в рабочее Колесо и при повороте потока можно принять пропорциональной квадрату расхода, хотя, строго говоря, это неверно на режимах малых подач ввиду появления обратных течений жидкости, проникающих во входной патрубок. [c.69]

Жидкость подается во входной патрубок насоса и затем в рабочее колесо (см. рис. 1.1), откуда под давлением вращающихся лопастей нагнетается в отвод. Давление жидкости на выходе из насоса больше, чем на входе. Под действием перепада давлений часть жидкости из напорной области стремится перетечь во всасывающую, при этом образуются утечки. Для уменьшения утечек и увеличения к. п. д. насоса между рабочим колесом и корпусом выполняют малый зазор. Характер течения жидкости в лобовой и задней пазухах между рабочим колесом и корпусом различен, как различны площади переднего и заднего дисков, размеры пазух и распределения давления в них. В отводе давление также распределяется неравномерно. Поэтому на рабочее колесо будут действовать осевая и радиальная сила, воспринимаемые подшипниками. [c.10]

Рабочее колесо вихревого насоса увеличивает тангенциальную составляющую скорости жидкости, проходящей через него, от Со до С2и составляющая скорости вихревого течения в отводе н рабочем колесе по условию [c.388]

Как видно из приведенных достаточно простых описаний этого сложного явления, параметры насоса (напор и КПД) начинают меняться при достаточно развившейся кавитации. Основным средством, предупреждающим появление кавитации, является создание такого давления во всасывающем трубопроводе, при котором кавитация отсутствует. Как правило, это давление определяется высотой всасывания жидкости при работе насоса. Для нахождения высоты всасывания обратимся к следующим рассуждениям. Пусть рх и С1—давление и скорость течения жидкости перед рабочим колесом насоса (рис. 3.65), Ра — атмосферное давление на свободной поверхности, 2 — превышение оси насоса над свободной поверхностью резервуара, из которого откачивается жидкость. Если потери напора во всасывающем трубопроводе до входа в рабочее колесо равны /г , то уравнение Бернулли, записанное для струйки жидкости, движущейся от свободной поверхности жидкости до входа в рабочее колесо, запишется в виде [c.135]

Дисковые потери зависят от характера движения жидкости в пространстве между рабочим колесом и корпусом (пазухи насоса). Это движение жидкости при прокручивании насоса с колесом, залитым парафином, отлично от движения жидкости при работе насоса нз-за различного течения жидкости на периферии рабочего колеса. [c.234]

Направление лопастей рабочего колеса в данной точке определяется углом б между касательной к средней линии профиля лопасти, проведенной в сторону течения жидкости, и нормалью к радиусу, проведенной в сторону, обратную вращению колеса. [c.64]

На лопастях рабочего колеса результирующая сила Р направлена в сторону вращения. Она создается за счет неодинаковости давлений с рабочей и тыльной стороны лопасти, как это показано на рис. 3-13, а. Это является следствием лопастной циркуляции Гл, направление которой показано пунктиром. В результате суммирования общего осредненного потока, направленного в радиально-осевых турбинах от периферии к центру, и вторичного течения, вызываемого циркуляцией Г ,, скорость жидкости у рабо-стороны лопасти уменьшается, а у тыльной увеличивается, [c.82]

Течение жидкости в рабочем колесе [c.71]

При анализе течения жидкости в рабочем колесе в первом приближении предполагают [c.72]

Полагая, что течение жидкости через все струйки происходит одинаково, из последних двух уравнений получим выражение для теоретического напора, справедливое для любой единицы веса жидкости, протекающей через рабочее колесо насоса. [c.365]

Высота всасывания. Общее разрежение при входе потока в насос, обусловливающее кавитацию, зависит от высоты всасывания, от сопротивления на линии всасывания и от скоростей течения жидкости на входных элементах лопастей рабочего колеса. [c.378]

Вывод корреляционных зависимостей для коэффициентов пересчета основан на экспериментальных данных различных авторов, представленных на рис. 35. Анализ этих данных позволил установить, что в полулогарифмических координатах зависимости коэффициентов к( , кг и- кс хорошо описываются ломаными сплошными кривыми. Пунктирными кривыми показано представление коэффициентов пересчета по М. Д. Айзенштейну. Точки перелома на кривых можно объяснить с гидродинамической точки зрения, проводят аналогию с течением жидкости в круглых трубах. Наличие этих точек говорит о существовании различных режимов течения жидкости в межлопастных каналах рабочего колеса насоса, а также в кольцевых и дисковых зазорах. Это подтверждается следующими рассуждениями. [c.85]

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]

Направление лопастей рабочего колеса в данной точке определяем углом б между касательной к лопасти, проведенной в сторону течения жидкости и между нормалью к радиусу (рис. 3-2). [c.41]

Траектория течения частицы жидкости или линия тока (для установившегося движения оба понятия одинаковы) представляет собой кривую, в каждой точке которой направление абсолютной скорости совпадает с касательной к кривой. Зная размеры рабочего колеса и форму лопастей, для данных условий работы (О и Рис. 3-7. Параллелограмм и п) МОЖНО построить Треуголь-треугольник выходных скоро- ники скоростей не только для стей насоса. входного и выходного сече- [c.44]

Укажите условия идеального течения жидкости через рабочее колесо. [c.137]

Если понижать давление р в потоке перед входом в рабочее колесо, оставляя неизменной подачу, то вследствие безотрывного течения жидкости скорости Ш1 и не изменяются, а давление р в точке в будет понижаться на ту же величину, что и давление рь [c.134]

Итак, при частичных нагрузках рабочее колесо подает жидкость неравномерно расход через каждый канал изменяется во времени, наиболее резко — на участках ф=(0- -4-90)° и ф = (2704-360)°. При малой подаче наблюдается обратное течение жидкости через рабочее колесо именно это течение и вызывает закручивание потока перед рабочим колесом в сторону вращения ротора. [c.69]

Обточка рабочих колес. Привод с переменной частотой вращения (турбины, ДВС) центробежные насосы имеют довольно редко. Чаще всего для привода этих насосов используют электродвигатели с синхронной частотой вращения 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Для изменения характеристики центробежного насоса в этом случае применяют обточку рабочих колес. Среди режимов течения жидкости в обточенном и необто-ченном колесах имеются такие, при которых угол входа в спираль одинаковый и, следовательно, характер течения в спирали почти аналогичный. Это условие обеспечивает приблизительное равенство к. п. д. для обоих колес и подобие треугольников скоростей, поскольку угол Рзл можно считать практически неизменным (рис. 11.4, а). [c.140]

В выражении (160) первое> слагаемое характеризует влияние центробежных сил, второе — кинетической энергии и третье — относительной скорости течения жидкости через рабочее колесо. [c.139]

В спиральный участок жидкость поступает из рабочего колеса. Характер течения в оптимальном режиме и расчет спирального участка направляющего аппарата и спирали спирального отвода аналогичны, хотя возмущение потока при обтекании начальных участков лопаток направляющего аппарата значительно сильнее, чем при обтекании одной лопатки спирального отвода. Основными [c.84]

Расположение насоса выше уровня жидкости на входе и пуск насоса, не заполненного водой, с последующей заливкой его после того, как электродвигатель разовьет нормальное число оборотов [13 ]. Вместо этого можно в течение пускового периода опустить уровень воды в насосе ниже рабочего колеса путем впуска сжатого воздуха. [c.290]

Жидкость, выходящая из каналов рабочего колеса по его выходному диаметру, попадает в межлопастное пространство неподвижного направляющего аппарата. В направляющем аппарате жидкость, имеющая большую скорость, как бы тормозится и ее кинетическая энергия частично преобразуется в потенциальную энергию давления в благоприятных условиях течения через плавно изменяющиеся каналы. Если направляющий аппарат отсутствует, то преобразование кинетической энергии потока в потенциальную энергию давления происходит в спиральном корпусе насоса в условиях менее благоприятных. [c.189]

Затрата энергии при вращении колеса мащины 3 жидкости существенно зависит от формы течения в полостях, образованных внещними поверхностями рабочего колеса с внутренними поверхностями корпуса. В этих полостях жидкость, примыкаюп1,ая к рабочему колесу, вращается с угловой скоростью колеса и полностью затормаживается на неподвижной поверхности корпуса. Вследствие этого в пространствах между колесом и корпусом возникают вихревые течения, требуюн1,ие тем больших затрат энергии, чем больше расстояния между колесом и корпусом. Если эти расстояния малы, то затрата энергии определяется лишь трением жидкости в пристенных слоях. [c.57]

Кроме того, в отводе г возникает переносное тангенциальное течение, обусловленное тем, что массы жидкости, выбрасываемые из каналов в в отвод, обладают тангенциальной скоростью с 2и- Следовательно, принцип работы вихревого насоса сосюит в том, что энергия жидкости, протекающей через межлопаточные каналы рабочего колеса, повышается эа счет действия центро- [c.384]

Для условий течения жидкости в пределах рабочего колеса в предположении равномеррюго распределения скоростей по сечениям струи имеем [c.79]

Однако современная наука о течении жидкости в зоне рабочего колеса турбины не дает возможности с необходимой ртепенью точности оценить поле скоростей в потоке и значения гидравлического, объемного и полного к. п. д. турбины при различных режимах ее работы. Поэтому расчетньш путем нельзя точно определить приведенные величины и приходится обращаться к эксперименту. [c.105]

В зависимости от характера течения жидкости соотношение между X и Ттурб различно. Это аналогично течению в трубах, где предельными случаями являются ламинарный режим движения жидкости (ттурб) и квадратичная зона турбулентного режима (т = 0). Последнее равенство указывает на факт независимости гидравлических сопротивлений (или что то же самое производительности при заданном перепаде давления) от вязкости жидкости, Аналогом этому является течение жидкости в насосе при Ке 7000, когда наступает область автомодельности для зависимости kQ = f Q). Здесь кд принимает значение, равное единице. В общем случае с уменьшением числа Ке гидравлические сопротивления в проточных каналах рабочего колеса возрастают, приводя тем самым к уменьшению подачи насоса. Для заданных типа и размеров это имеет место при увеличении вязкости перекачиваемой жидкости. [c.86]

То же явление наблюдается и в каналах рабочего колеса. На рис. 77 в канале I показано струйное течение, соответствующее бесконечно большому числу элементарно тонких лонаток. Скорости т отдельных струек на одном и том же радиусе одинаковы, а в канале /7, закрытом на входном и выходном концах, представлено вихревое движение (или циркуляция жидкости внутри канала), происходящее подобно тому, как это было в сосуде А [c.132]

Задачей отводящего устройства является сбор выходящей из рабочего колеса жидкости и частичное преобразование кинетической энергии в потенциальную. Кроме спирального отвода, применяют кольцевые и лопаточные отводящие устройства. Вследствие особеннос1ей кинематики потока в спиральных и кольцевых отводах течение жидкой среды в них сопровождается существенными потерями. Поэтому для повышения эффективности центробежного насоса за спиральным отводом устанавливают диффузор, в котором происходит основное преобразование кинетической энергии потока в потенциальную. [c.46]

Течение жидкости в рабочем колесе имеет сложный пространственный характер, что существенно затрудняет его исследование, даже если пренебречь влиянием вязкости жидкости. Для упрощения анализа трехмерную модель течения заменяют двухмерной, сохраняющей основные свойства реального течения. Для этого условно рассекают лопасти в рабочем колесе плоскостью, перпендикулярной оси вращения, получая на ней сечения лопастей, образующих радиальную (круговую) решетку. Течение в области радиальной решетки (рис. 2.11) рассматрива- [c.37]

Расчет спиральной камеры. Обоснованный метод расчета спиральной камеры, опирающийся на действительную картину течения, пока не разработан. Дело в том, что при выборе размеров камеры необходимо обеспечить не только минимальные потери в самой камере, но и равномерный отвод жидкости от рабочего колеса, т. е. поставить все межло-пастные каналы в одинаковые условия. Эти требования противоречивы, и, кроме того, решение задачи затрудняется тем, что невозможно расчетом определить распределение скоростей в поперечных сечениях камеры. Более того, трудно даже обеспечить выбранную среднюю скорость с , поскольку в спиральной камере циркулируют дополнительные массы жидкости, не покидающие ее и, следовательно, увеличивающие расход жидкости в спиральной камере. Даж на расчетном режиме работы действительная средняя скорость в спиральной камере оказывается на (5ч-10)% больше найденной по уравнению неразрывности. При частичных нагрузках разница скоростей резко увеличивается. [c.58]

Опыт и расчеты показывают, что при уменьшении расхода, по сравнению с расчетной величиной, происходит перекос поля осевых скоростей у вершин рабочих лопастей осевая скорость оказывается меньше средней величины, у корневых сечений — больше. Поэтому отрыв потока начинается в верхних сечениях рабочих лопастей там же зарождается вращающийся отрыв и даже обратное течение жидкости. Для уничтожения или смягчения вращающегося отрыва, особенно для уменьшения влияния обратных токов жидкости, вызывающих закручивание потока перед рабочим колесом в противоположную вращению ротора сторону, проф. К. А. Ушаков и Л. Е. Ольштейн предложили устанавливать перед рабочим колесом специальный направляющий аппарат, называемый сепаратором. Он устанавливается перед рабочими лопастями у их вершин, имеет небольшую радиальную протяженность (около 10% высоты лопасти). На рис. 5.5 показана [c.135]

То же явление наблюдается и в каналах рабочего колеса. На рис. 74 в канале / показано струйное течение, соответствующее бесконечно большому числу элементарно тонких лонаток. Скорости го отдельных струек на одном и том же радиусе одинаковы, а в канале II, закрытом на входном и выходном концах, представлено вихревое движение (или циркуляция жидкости внутри канала), происходящее подобно тому, как это было в сосуде А (см. рис. 73). В действительности оба явления складываются, вследствие чего скорости струек, идущих около передней (рабочей) стороны лопатки, окажутся меньше, а скорости ги струек, идущих вдоль тыльной (не рабочей) стороны лопатки, больше средней. Распределение относительных скоростей струек IV показано в канале III. [c.127]