Определение рабочих точек центробежных насосов

Рис.3.28. Определение рабочих точек при параллельной (а) и последовательной (б) работе двух центробежных насосов (/, 1Г)

Рис.3.25. Определение рабочей точки центробежного насоса

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАБОЧЕЙ ТОЧКИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА СОВМЕЩЕНИЕМ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА И ХАРАКТЕРИСТИКИ ТРУБОПРОВОДА [c.215]

Определение рабочих точек центробежных насосов [c.124]

Определение рабочей точки центробежного насоса совмещением характеристики насоса и характеристики трубопровода. Регулирование подачи жидкости центробежным насосом [c.364]

Связь между производительностью и напором центробежного насоса выражается характеристикой насоса, которая дается в виде кривых в координатах О — Н или в виде таблиц. Каждому числу оборотов соответствует определенная кривая (рис. 3, кривая а), пересечение которой с характеристикой трубопровода (кривая б) определяет предельную рабочую точку А насоса. Характеристика трубопровода выражает зависимость между количеством проходящей через трубопровод жидкости и необходимым для этого напором, слагаемым из двух частей [c.204]

На рис.4.19 показаны типичная частная характеристика р—У (кривая 7), а также кривая 4 изменения КПД компрессора т] в зависимости от производительности V. Для определения рабочей точки необходимо еще построить характеристику газопровода (линии 2 тл 3). Рабочая точка определяется как точка пересечения характеристик компрессора и газопровода. Приближенный пересчет характеристики компрессора на другую частоту вращения производится, как и в случае центробежных насосов, по законам пропорциональности (разд. 3.4.3) [c.365]

Рис. 4.13. Определение максимальной производительности центробежного насоса ( рабочей точки )

Для построения характеристики трубопровода, подбора насоса и последующего определения рабочей точки при работе центробежного насоса на данную систему трубопроводов необходимо определить манометрический напор Ям. [c.351]

Предположим, что заданы геометрические размеры рабочего колеса центробежного насоса (рис. 2.2,а), его объемная подача Q и частота вращения п. Определим, пользуясь гипотезой о струйном течении, значение и направление относительной скорости на плоском сечении канала, перпендикулярном оси насоса в некоторой точке потока, отстоящей от оси вращения на расстоянии г (рис. 2.2,6). Относительная скорость в этом случае направлена по касательной к поверхности лопасти. Для определения ее значения воспользуемся уравнением неразрывности, составив его для цилиндрического сечения потока, проходящего через рассматриваемую точку. Площадь этого сечения, за вычетом части, занятой толщиной лопастей, обозначим через г. Радиальная составляющая скорости потока [c.29]

Центробежный насос, подающий жидкость на определенный трубопровод, не может развить большую подачу, чем та, которая определяется рабочей точкой. Но, прикрывая задвижку на нагнетательном трубопроводе, можно уменьшать подачу жидкости вплоть до полного ее прекращения. [c.217]

На фиг. 176 приведено такое же построение для определения условия параллельной работы двух неодинаковых центробежных насосов с поршневыми (рабочая точка С). [c.268]

Соответствующие построения могут быть произведены следующим образом прежде всего составляем график, изображенный на фиг. 178. На этом графике характеристика трубопровода изображена кривой MN. Точка А дает минимальное рабочее давление в линии при работе одного центробежного агрегата. Для достижения другого давления (большего) должно быть включено параллельно несколько машин. При включении, например, двух одинаковых центробежных агрегатов их общую подачу Qa определяем методом, уже описанным выше и изображенным на фиг. 175. При этом на фиг. 178 вычерчивается дополнительная кривая А Е. Этому случаю соответствует давление H — A Q. . Если желательно использовать трубопровод полностью и работать при некотором определенном напоре Яа (ординате Сс на фиг. 177), который должен быть предельно допустимым для центробежного насоса, то необходимо, как видно из левой части фиг. 178, достигнуть производительности СК, которую находим, перемещая кривую MN параллельно самой себе влево на длину КЕ в положение M N . Эта производительность может быть достигнута либо при совместной работе центробежных насосов с поршневыми, либо [c.269]

Для вывода основного уравнения центробежного насоса прибегаем к некоторым упрощениям. Принимаем, что работа, совершаемая насосом, происходит без гидравлических потерь (вязкостью жидкости пренебрегаем) и что рабочее колесо насоса имеет бесконечное число лопаток. В этом случае протекающий в рабочем колесе поток можно считать состоящим из элементарных струек, форма которых строго соответствует форме межлопаточного канала, а скорости во всех точках цилиндрических поверхностей определенного радиуса одинаковыми, т. е. пренебрегаем силовым воздействием лопатки, приводящим к циркуляции скорости вокруг профиля лопатки. Струйная теория дает возможность определить теоретический напор насоса. Если работу, переданную [c.15]

Графики I=f(Q) (рис. 7.8) можно разделить на три зоны (/, II, III), отличающиеся одна от другой интенсивностью износа. В зоне I, близкой к рабочей зоне характеристики, рекомендуемой заводом-изготовителем, износ находится в прямой зависимости от подачи Q. Зоны II и III, находящиеся справа и слева от зоны /,— зоны резкого возрастания интенсивности износа. Как видно из графиков, режим работы насоса оказьгаает существенное влияние на интенсивность износа лопастей рабочего колеса центробежного насоса. В зоне I износ минимален и пропорционален подаче в первой степени. Уменьшение и особенно увеличение подачи сверх определенного значения и выход режимной точки из зоны / приводят к резкому увеличению интенсивности износа, что особенно заметно при больших концентрациях и крупностях частиц. [c.216]

Площадь живого сечения потока на выходе нз рабочего колеса центробежного насоса можно вычислить (без учета стеснения его лопастями) как боковую поверхность цилиндра диаметром, равным диаметру колеса D2, и высотой, равной ширине канала колеса 2, т. е. F—jiD2b2. Скорость потока, нормальная этой поверхности, — меридиональная скорость t-v=wsin 2- Если принять, что в рабочем колесе имеется бесконечно большое число бесконечно тонких лопастей, то эта скорость во всех точках цилиндрической поверхности будет одинаковой и равной средней скорости на выходе (и2г=иср). Подставляя полученные значения F и U p в уравнение расхода, получим формулу для определения теоретической подачи насоса [c.18]

Индивидуальной, нли частной, характеристикой турбогазодувки и турбокомпрессора называют график зависимости напора Н (давления или степени сжатия газа pjpi), мощности на валу машины и коэффициента полезного действия т] от производительности V (по объему всасываемого газа) при постоянном числе оборотов рабочего колеса и определенном состоянии всасываемого газа. Эта характеристика строится на основании данных испытания машины и имеет в принципе тот же вид, что и для центробежного насоса (см. рис. П-9, а). Кривая зависимости Н (р) = f (V) и в данном случае имеет точку относительного максимума, левее которой (восходящая ветвь кривой) располагается область неустойчивой работы машины ( помпажа ), характеризующаяся резкими колебаниями производительности, толчками и вибрацией. Как и в случае центробежного насоса, на кривой зависимости г] = f (V) также имеется экстремальная точка, соответствующая конкретной паре значе- [c.153]

Для центробежного насоса к. п. д. даже при постоянном числе оборотов зависит от изменения напора и производительности, поэтому для выбранной марки насоса уточнение рабочей точки на поле Q—H производится по универсальной характеристике. При определении количества рабочих насосов следует учитывать, что чем крупнее насос, тем выше его к. п. д., тем он экономичнее. При установке нескольких центробежных насосов, работающих на один трубопровод, суммарная производительность их и к. п. д. снижаются, поэтому, как правило, для основных операций по пе рекачке устанавливают один рабочий центробежный насос. [c.152]

При определении мощности двигателя насосов, работающих параллельно, несбходимо иметь в виду, что при выключении одного из-работающих параллельно центробежных тихоходных и нормальных насосов, потребная мощность остающихся насосов увеличивается. Например, если в разобранной на рис. 9-17 установке выключить насос II, то режим насоса I определится рабочей точкой б с подачей и мощностью [c.163]

Для большинства высокооборотных шнеко-центробежных насосов с повышенными антикавитационными свойствами параметр д на номинальных режимах находится в диапазоне 0,3— 0,7, что соответствует на рис. 3.48 значениям Лнач = 0,7ч-1,35. Последние в десятки раз больше коэффициентов кавитации Лц, определенных для срывного режима насоса. Поскольку для малоресурсных насосов часто за допустимое рабочее давление на входе в насос принимается давление, близкое к срывному 119, 40], то можно полагать, что при работе таких насосов в [c.212]

Нормальная работа центробежного насоса может быть обеспечена при определенных так называемых бескавитационных режимах. Нормальная работа сохраняется только в случае, если давление во всех точках его внутренней полости будет превышать давление насыщенных паров перекачиваемой жидкости при данной температуре. ЭтО давление носит название критического ркр. Если же давление во внутренней полости насоса будет меньше критического, то тогда возможно образование паров жидкости и наступление так называемой кавитации. При кавитации за счет образования большого числа пузырьков, заполненных парами жидкости, происходит нарушение сплошности потока. При попадании кавитационных пузырьков в область, где давление жидкости больше критического (например, на поверхность лопаток рабочего колеса), они разрушаются и при этом происходят гидравлические удары з микроскопи 1еских зонах. Это приводит к местным разушёниям металла раЬочегО [c.39]

Создание аэродинамически совершенных компоновок летательных аппаратов продолжает оставаться одной из актуальных проблем как теоретической, так и практической аэродинамики. В прикладном аспекте эта проблема сводится, в частности, к определению оптимальных форм сопряжений аэродинамических элементов типа крыло — фюзеляж с точки зрения как обеспечения минимального аэродинамического сопротивления всей компоновки, так и сохранения или улучшения ее несущих свойств, а в фундаментальном — к изучению физических свойств и закономерностей развития течения в областях сопряжений аэродинамических поверхностей с целью построения эффективных методов расчета. Идеализированный случай подобного рода конфигураций имеет вид продольно обтекаемого плоского или криволинейного двугранного угла, который широко встречается не только в конструкциях авиационно-космической техники, но даже в рабочих частях аэродинамических труб, в которых и проводятся испытания этих конструкций. Нельзя не отметить не менее важную прикладную значимость этой проблематики для турбомашиностроения, поскольку практически все основные детали проточной части турбин, насосов, компрессоров и вентиляторов в том или ином виде содержат элементы двугранного угла, образованного, например, сопряжением лопастей с втулкой (осевые машины) или с боковыми дисками (закрытые центробежные рабочие колеса и неподвижные элементы проточной части). [c.16]