Рабочий напор, потери энергии

Рабочий напор, потери энергии и к.п.д. [c.250]

При увеличении открытия лопаток направляющего аппарата при неизменном напоре (рис. 49, б) увеличивается расход воды и происходит поворот вектора Ко в положение а о, а вектора VI в положение 1 . Здесь имеет место одинаково направленный поворот векторов абсолютных скоростей до и на входной кромке лопастей. Вследствие этого значительно уменьшается удар при входе на лопасти рабочего колеса, а следовательно, уменьшаются потери энергии, связанные с ним. В этом состоят преимущества направляющего, аппарата с поворотными лопатками. [c.73]

Последнее уравнение справедливо для идеального случая, когда вся энергия воды (без потерь) используется для создания механической энергии на валу турбины. В действительности превращение энергии воды в механическую на валу турбины происходит с потерями. Пусть все гидравлические потери единицы веса воды в проточной части турбины составляют АЯ м. Тогда часть рабочего напора, которая используется для создания механической энергии вращения вала, [c.88]

Главные потери энергии. Для различных систем и типов гидротурбин по-разному распределяются отдельные составляющие потерь мощности и энергии. Так же по-разному распределяются потери при различных режимах работы турбины, характеризуемые величиной мощности при данном рабочем напоре. Поэтому нельзя указать точное значение тех или иных потерь и их удельное значение в общем балансе энергии. Однако имеется возможность указать на те потери энергии, которые в значительной мере влияют на величину общего значения к. п. д., что и будет показано далее. [c.92]

Сравнивая полученные величины использованной энергии для всех трех рассмотренных схем, видим, что при одинаковых расходах и потерях энергии в подводящих элементах и в рабочем колесе турбины, а также внутри отсасывающих труб применение цилиндрической трубы обеспечивает увеличение против варианта без трубы, использованного напора на величину 23 — /г , а применение ко- [c.141]

На рис. 1.8 приведены основные величины, характеризующие работу гидроструйного насоса с центральным рабочим соплом. При этом характерными (расчетными входным и выходным) сечениями являются для рабочего потока жидкости, проходящего через центральное сопло, — 1ц и 2ц для пассивного потока, протекающего через кольцевое сопло, — //си 2к для смешанного потока (в конце камеры смешения) — 2г, а также сечения в начале и конце диффузора /3 и 2д. Потери напора (удельной энергии) в центральном сопле обозначены на рис. 1.8 через Ац, в кольцевом сопле — Ак, в диффузоре — Ад. [c.31]

При этом в колпаке на всасывающей линии происходят следующие процессы. При движении поршня вправо идет процесс всасывания, причем наибольшая подача жидкости в насос должна происходить при максимальной скорости поршня, т. е. в середине его хода, а наименьшая — в левой и правой мертвых точках. Жидкость во всасывающем трубопроводе должна была бы тоже изменять свою скорость, на что требуются дополнительные затраты энергии. Однако благодаря наличию колпака под действием перепада давлений в нем и в рабочей камере насоса при максимальной подаче значительная часть жидкости поступает в насос из колпака, при минимальной подаче запас жидкости в колпаке пополняется из линии всасывания. Таким образом, воздух, сжимаясь, накапливает энергию, одновременно в колпаке накапливается жидкость. При дефиците жидкости, поступающей из всасывающего трубопровода, сжатый воздух в колпаке, расширяясь, выталкивает жидкость в насос, восполняя этот дефицит . В результате снижаются потери энергии (т. е. возрастает действительный напор насоса), а также увеличивается допустимая высота установки насоса. [c.390]

Подобие скоростных треугольников приводит, во-первых, к тому, что потери энергии в насосе можно считать пропорциональными квадрату окружной скорости и, во-вторых, что передаваемая рабочим колесом жидкости удельная энергия Н также будет пропорциональна квадрату окружной скорости. Отсюда получается для напоров, развиваемых насосом, следующее соотношение [c.52]

В турбодетандере активного типа газ полностью расширяется в направляющих соплах. При этом он приобретает максимальную скорость и вся энергия расширившегося газа передается рабочему колесу путем воздействия скоростного напора воздуха на лопатки колеса. Таким образом, в турбодетандерах активного типа требуются очень высокие скорости истечения газа из сопел. Вследствие этого потеря энергии на трение рабочего колеса о воздух, на преодоление центробежных сил и на удар при входе струи в лопатки рабочего колеса достигает значительной величины и составляет 30—50% общего количества энергии сжатого воздуха. Поэтому адиабатический к. п. д. активных турбодетандеров обычно равен 0,5—0,7 в зависимости от режима их работы. [c.363]

Уменьшить подачу и напор насоса со сравнительно небольшой потерей энергии можно, заглушив часть каналов рабочего колеса. Способ этот, однако, распространения не получил, так как при в-се увеличивающемся применении насосов с большим числом оборотов, заглушая каналы рабочего колеса, можно нарушить его балансировку. [c.194]

Основные расчетные зависимости. Математической модели, с достаточной степенью точности описывающей массообмен в водовоздушных эжекторах, в настоящее время не существует. Уравнение импульсов и его частный вид — уравнение количества движения, будучи использованным при расчете эжекторных аэраторов, учитывает затраты энергии на удар, составляющие меньшую часть суммарной потери энергии. Ввиду явной разницы в массах рабочей жидкости и эжектируемого ею воздуха при работе аэратора формальное применение уравнения импульсов приводит к тому, что расчетные значения коэффициента эжекции получаются в несколько раз больше опытных. Потери напора и связанные с ними затраты энергии в эжекторных аэраторах зависят от степени сжатия воздуха и его распределения по длине проточной части аппарата, структуры двухфазного потока, геометрических параметров основных элементов эжектора (сопла, камеры смешения, диффузора). Как показали исследования Е.Я.Соколова и Н.М.Зингера , объемный коэффициент эжекции и с достаточной для практических расчетов степенью точности определяется с помощью полуэмпирического уравнения следующего вида [c.108]

Равенство относительных скоростей на входе и выходе из рабочего колеса ( i = сг>о) может быть достигнуто также и при вперед загнутых лопатках. В этом случае sin f о = sin (180° — pi)/V- Однако в таких колесах из-за больших полных напоров кинетическая энергия на выходе значительно больше, чем у колес с назад загнутыми лопатками. При преобразовании скоростного напора /сг — ]l2g в давление аэродинамическая нагрузка установленного за колесом диффузора (направляющего аппарата или улитки) при вперед загнутых лопатках значительно выше, причем возникают большие потери, чем при лопатках, загнутых назад. [c.445]

Несоответствие подачи воды насосами расходу ее в системе приводит к потере энергии и в конечном результате к снижению КПД. Если водопотребление в сети больше, чем подают насосы, то режимная точка смещается в нижнюю часть рабочей части характеристики и насосы работают с низким КПД. Если же расход в сети меньше, чем подают насосы, то за счет саморегулирования они будут развивать напор больше, чем требуется в сети, и, следовательно, общий КПД насосной станции будет понижаться. [c.160]

Потеря энергии на протекание газа по рабочему колесу, так же как и потеря в направляющем аппарате, зависит от числа Рейнольдса, от формы межлопаточного канала колеса — угла изгиба и формы лопаток, от шероховатости стенок канала, толщины входной и выходной кромок, угла поворота потока при входе на лопатки колеса и т. п. Эта потеря является потерей холода и обозначается На расчетном режиме направление потока перед колесом совпадает с направлением касательной к входной кромке лопатки колеса. В этом случае говорят о безударном входе газа на лопатки. Приводимые ниже формулы и коэффициенты потерь, с помощью которых подсчитывается потеря холода в колесе, относятся к безударному входу. По аналогии с определением потерь в направляющем аппарате, потеря холода в колесе обычно подсчитывается по скоростному напору относительной скорости на выходе из колеса через скоростной коэффициент колеса ф, определяемый отношением действительной относительной скорости на выходе из колеса к теоретической т. е. к скорости, которая могла бы быть получена при изоэнтропийном процессе расширения. [c.283]

Отсасывающая труба. В активных турбинах часть напора, соответствующая высоте от уровня н. б.до рабочего колеса, не используется. Но учитывая, что активные турбины применяются при весьма высоких напорах, это не приводит к значительной потере энергии например, при Я = 300 м потеря 2 м. напора дает около 0,7% потери энергии. В реактивных турбинах этот напор используется при помощи отсасывающей турбины (фиг. 13-7). [c.325]

Для каждого периода графика водоподачи по кривой зависимости Д от О (при различных расходах воды в трубопроводах по нескольким кривым) определяют рабочую точку (рабочие точки), то есть находят фактические значения подачи Оф, напора Яф и Лф насоса. По значению Оф (значениям Оф) находят фактическую подачу через каждый трубопровод и всей насосной станции Оф.н.с, а также фактический КПД (насосной установки) -Пн.у = Пф.н Пдв Пс (т1с —коэффициент, учитывающей потери энергии в подводящих линиях электропередачи, обычно принимают 0,98...0,99). Значение Оф.н.с в общем случае несколько отличается от расчетного Ор.н.с, поэтому определяют фактическое время работы насосной станции из условия подачи расчетного объема воды Гф= Ор.н.с р/Оф.н.с- Далее по [c.320]

Наиболее распространенной активной турбиной является ковшовая (рис. 3.10). Ее лопасти напоминают ковши, разделенные перегородкой с острой кромкой (ножом) на две части. Нож, плавно разрезая струю, исключает потери энергии на удар (обеспечивает безударный вход потока), чем повышает КПД турбины. Коэффициент быстроходности ковшовой турбины изменяется от 2 до 40 за счет изменения диаметра рабочего колеса. Если к одному рабочему колесу подвести несколько сопл, то быстроходность турбины возрастет в корень квадратный из числа сопл. Как самые тихоходные, эти турбины используют при высоких напорах Н = 50...2 000 м. [c.66]

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]

Мощность, оставшаяся после вычитания механических потерь, передается жидкости рабочим колесом. Принято называть эту мощность гидравлической. Энергия, переданная рабочим колесом единице веса проходящей через него жидкости, называется теоретическим напором. Он [c.227]

Опытный график Я,. = / (Qк) (рис. 3-31), полученный описанным выше способом, при малых подачах отклоняется вверх от прямой линии, которая должна получиться теоретически. Причиной этого является образование на выходе из рабочего колеса и на входе в него обратных токов. Появление обратных токов приводит к увеличению момента сил на колесе и к повышению потребляемой мощности, что и отражается па подсчитанной величине Н . Напор насоса при этом также увеличивается. Дополнительная передача жидкости энергии в результате образования обратных токов сопровождается большими гидравлическими потерями. [c.237]

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]

ГИИ в отсасывающей трубе, то динамическое разрежение равнялось бы скоростной энергии воды, выходящей из рабочего колеса. Но так как отвод от рабочего колеса турбины в нижний бьеф происходит с потерями, то динамическое разрежение будет меньше скоростного напора за рабочим коленом. [c.144]

Учет к. п. д. турбомашины. Практически напор Я или разность удельной энергии жидкости всегда определяется между выходным и входным сечениями (е турбинах это вход в турбинную камеру — выход из отсасывающей трубы, в насосах — входной и напорный патрубок). Естественно, что эта энергия на величину гидравлических потерь Лг в подводящих и отводящих элементах да и в самом рабочем колесе будет отличаться от Яр к — энергии, полученной рабочим колесом, и Яр.к.нас — энергии, переданной от рабочего колеса. Учитывая это, можем записать [c.62]

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]

Как сказано выше, преобразование давления в лопастном насосе происходит в рабочем колесе и следующем за. ним отводящем устройстве. Если в рабочем колесе осуществляется только повышение кинетической энергии, т. е. статическое давление на входе и выходе колеса одинаково, то такие колеса называют колесами равного давления . В этом случае согласно уравнению (71) происходит значительное увеличение абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса с - Ее необходимо затем уменьшить, в отводящем устройстве и преобразовать в статический напор. Этот процесс сопровождается определёнными потерями, поэтому в общем случае рабочие колеса выполняются в виде колес избыточного [c.72]

Рассматривая всю затрату энергии на работу внутри насоса следует, очевидно, учитывать полное количество жидкости Ро, проходящее через рабочие органы насоса и напор насоса с учетом гидравлических потерь в нем. В таком случае внутренняя или индикаторная работа насоса определится так [c.185]

Кроме того, переход жидкости иэ канала в кожух происходит с одновременным большим понижением скорости, вследствие чего кинетическая энергия движения ее превращается потенциальную энергию давления, т. е. происходит превращение скорости в давление, необходимое для подачи жидкости на заданную высоту. При этом создаются значительные удары, обусловливающие большие потери напора, причем эти потери будут тем больше, чем больше скорость выхода жидкости из колеса в кожух. С целью уменьшения потерь рабочее колесо снабжают направляющим аппаратом,.или диффузором, который окружает рабочее колесо и имеет каналы такой же примерно формы, как и каналы рабочего колеса, с той лишь разницей, что изгиб каналов его имеет обратное направление, чем изгиб каналов рабочего колеса. При наличии диффузора преобразование скорост жидкости в давление протекает равномерно и [c.112]

Отсасывающая труба. Труба позволяет расположить турбину выше уровня воды в нижнем бьефе без потерь напора от рабочего колеса до этого бьефа. Кроме того, отсасывающая труба, будучи выполнена по форме конически расходящегося насадка, осуществляет использование значительной части кинетической энергии, с которой вода выходит из рабочего колеса. Это приводит К уменьшбнию потерь энергии в турбине и увеличению ее пропускной способности и мощности при данном открытии лопаток направляющего аппарата. [c.45]

Напор, создаваемый плунжерным или поршневым насосом в рабочем цилиндре, называется индикаторным напором Я,-. Он больше м ансметрического на величину потерь энергии (напора) в самом насосе в основном из-за сопротивления клапанов. [c.345]

С применением диафрагм кольцевые каналы, подводящие жидкость, могут быть достаточно широкими (С 20 мм). Это снижает потери энергии струи и соответственно рабочие напоры, а также позволяет размещать в кольцевых каналах довольно крупные ребра (см. фиг. 7), увеличивающие механическую прочность и коррозионную стойкость оросителя. Такие оросители изготовляют без применения сварки, причем можно сочетать различные коррозионностойкие материалы. Данные опытов и промышленной эксплуатации [9] показывают эффективность применения высокопроизводительных форсунок, близких по принципу действия к многоконусным оросителям также в частично насаженных и в полых колоннах, причем при фиктиной скорости газа = 1,5—2,0 м/сек унос брызг не наблюдался. [c.79]

Б. Нормальные (п = 80чт 300). Увеличение быстроходности, связанное со снижением напора, ведет к уменьшению выходного диаметра рабочего колеса О Ю = = 2,54-1,4). Для уменьшения гидравлических потерь на входе в рабочее колесо, значение которых в общем балансе энергии возрастает по мере снижения напора насоса, [c.196]

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 было показано в гл. 2, перемещение жидкостей по трубопроводу происходит лищь при наличии разности полных напоров на его концах. Если эта разность напоров обусловлена более высоким уровнем жидкости в исходной емкости по сравнению с собирающей, то такое перемещение жидкости именуется самотеком. Скорость движения жидкости при этом, как правило, невелика. Для повышения скорости подачи жидкости, а также для транспортирования жидкости с некоторого уровня на более высокий используют принудительное течение за счет создания дополнительного напора. Этот напор может быть обеспечен путем увеличения давления газа на свободную поверхность жидкости в резервуаре, из которого откачивается жидкость (назовем его расходным), — такие устройства получили название напорных емкостей, или монтежю. Необходимое давление в последних рассчитывают на основе законов гидравлики с учетом всех гидравлических потерь в трубопроводе от монтежю до приемного резервуара. Но чаще всего необходимый напор создают путем передачи механической энергии от движущихся рабочих органов (поршень, колесо и т.д.) к жидкости. В последнем случае преобразование механической энергии двигателя в энергию транспортируемой жидкости с помощью рабочих органов происходит в гидравлических машинах, называемых насосами, или (чтобы подчеркнуть наличие движущихся рабочих органов, передающих механическую энергию к жидкости) механическими насосами. [c.261]

При подачах больших номинальной Q >1,4 потери в рабочем коЛесе растут вследствие увеличения потерь на трение в межлопаточных каналах. При подачах Q < 0,6 п тери в рабочем колесе растут из-за большого отличия угла установки лопатки от угла натекания потока и возникновения вследствие этого отрывного вихревого движения в начальной части меж-лопаточпого канала. Отметим, что на режимах Q <0,6 и Q >],4 наблюдается заметная нестационарность течения в рабочем колесе и в корпусе насоса, так что разделение потерь на этих режимах становится условным диссипация энергии здесь в значительной степени обусловлена взаимодействием потоков в рабочем колесе, входном и отводящем усфойствах. В первом приближении можно считать, что потери в рабочем колесе вблизи расчетного режима пропорциональны скоростному напору, подсчитанному по относительной скорости на входе в рабочее колесо [c.58]

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]

Полученные при расчете значения индукции в зазоре, магнитного потока и магнитной энергии сопоставляют с заданными и в случае значительных расхождений повторяют расчет. Подробно методы расчета электромагнитных систем приведены в специальных руководствах [38, 159]. При расчете аппаратов необходимо учитывать прочность применяемых конструкционных материалов и потери гидравлического напора в аппарате. Для исключения потерь гидравлического напора в большинстве случаев достаточно принять рабочее сечение для прохода обрабатываемой жидкости на 15—25% больше сечения подводяш,ей трубы. [c.59]

Для уменьшения гидравлических потерь на входе в рабочее колесо, значение которых в общем балансе энергии возрастает яо мере уменьшения напора васооа, входной участок лопаток выполняется пространственным. Выходной участок имеет цилиндрическую форму. [c.147]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология