О коэффициентах напора насосов

После выбора типа насоса можно подобрать по каталогу или проспектам (в зависимости от природы перекачиваемого продукта, температуры, расхода и потребного полного напора) насос определенной марки с подходящими коэффициентами. Для облегчения подбора марки насоса в каталогах для насосов различных типов — центробежных, поршневых и т. д., выпускаемых нашей промышленностью, приводятся сводные таблицы и сводные графики. [c.166]

Основная трудность в получении характеристик центробежных насосов расчетным путем заключается в сложности правильного определения коэффициентов потерь, влияющих на производительность и напор насоса (г ,, г ,). Поэтому при выборе режима работы насоса пользуются опытными характеристиками, которые получают при испытаниях насосов. Эти характеристики приводятся в паспортах насосов и каталогах по насосам. [c.182]

В общем виде закон подобия для лопастных насосов формулируется следующим образом если насосы одной серии действуют в кинематически и динамически одинаковых режимах, то коэффициенты напора и внутренние к. п. д. у них одинаковые. Иначе говоря, если [c.48]

Остановимся на факторах, определяющих величину коэффициента к в формуле (6) перепада давления лабиринтного насоса. В дальнейшем этот коэффициент будем называть коэффициентом напора насоса. [c.14]

О КОЭФФИЦИЕНТАХ НАПОРА НАСОСОВ [c.31]

На фиг- 27 представлены в наиболее общем виде результаты экспериментов по определению влияния зазора б на коэффициент напора насоса к. По экспериментальным данным построены кривые 1,2 я 3. [c.36]

В предыдущих разделах приведены результаты экспериментов с насосами, у которых применялась различная форма выступов нарезки трапецеидальная, треугольная, прямоугольная. При этом насосы имели различные диаметры, числа заходов и шаги нарезок. Чтобы выделить влияние формы выступов на коэффициент напора насоса, были проведены специальные эксперименты, результаты которых представлены в таблице. [c.36]

При изменении частоты вращения п, напорные характеристики насоса H=f Q) представляют собой конгруэнтные кривые (рис. 2.8), и рабочая точка, перемещаясь по характеристике сети, дает различные значения подачи Qp . При крутых характеристиках системы Яс и малых значениях Яст этот метод не приводит к большим дополнительным потерям в гидравлической системе, так как в любых режимах напор насоса в сети согласован между собой. Коэффициент полезного действия насосной установки tih у примерно равен к. п. д. насоса т),- при частоте вращения л/. [c.62]

По конструктивным соображениям желательно, чтобы диаметральный зазор насоса равнялся 6=0,3. .. 0,4 мм. В этом случае коэффициент напора насоса к меньше, чем у модели, так как для модели бм/Лм=0,075, а для насоса при 6=0,4 мм 6/Л=0,133. [c.72]

По кривой 3 на рис. 38 определяем коэффициент напора насоса, который получается в 1,4 раза меньше коэффициента напора модели. Следовательно, в таком же отношении уменьшается и напор насоса. Отсюда необходимая длина его проточной части [c.72]

Угол лопаток Ргл непосредственно влияет на величину коэффициента напора насоса 7 [c.47]

Подачу насоса обычно рассчитывают исходя из потребностей производства она является тем единственным параметром, который интересует потребителя. Пренебрежение остальными параметрами приводит к многочисленным ошибкам при выборе насосов. Подача и напор насоса зависят от сопротивления системы, в которой насос установлен. Сопротивление систем следует определять по возможности точно. Склонность проектантов принимать большие коэффициенты запаса по напору приводит к тому, что насос, установленный в линии с меньшим сопротивлением, будет обеспечивать подачу, превышающую требуемую, т. е. будет работать в режиме перегрузки. [c.65]

Определить также мощность, потребляемую насосом, если его полный к. п. д. Т1=0,55. Коэффициент трения принять Х = 0,03. Решение. Согласно уравнениям (111.68), (111.22) и (111.40), напор насоса [c.85]

Насосы высокого (второго) подъема используются для подачи очищенной воды из сборного резервуара очистной станции в распределительную водопроводную сеть. Для обслуживания отдельных участков системы могут потребоваться насосы с неодинаковым напором. Поэтому некоторые насосы устанавливают отдельно для подачи на низкие участки распределительной системы, а другие, более мощные насосы используют для подъема воды в высоко расположенную сеть. Для подъема воды на высокие участки чаще всего (применяют вертикальные турбинные и горизонтальные центробежные насосы с разъемным корпусом, имеющие большую производительность при высоком напоре. Насос двойного всасывания, показанный на рис. 6.9, имеет подвод воды к рабочему колесу с обеих сторон двойного спирального корпуса, в результате чего взаимно уравновешиваются как радиальные, так и осевые силы, и давление на подшипники становится минимальным. Рабочее колесо подает воду в спиральный корпус, где постепенно уменьшается скоростной напор и увеличивается нанор давления. Насос этого типа может работать в широком диапазоне изменения производительности (от подачи расчетного расхода до нуля) без значительного снижения коэффициента полезного действия. [c.148]

В выражение (П1,3) входят следующие величины т у = 0.10.ч коэффициент подачи, или объемный к. п. д., представляющий собой отношение действительной производительности насоса Q к теоретической (учитывает потери производительности при утечках жидкости через зазоры и сальники насоса, а также вследствие неодновременного перекрытия клапанов и выделения воздуха из перекачиваемой жидкости при давлении ниже атмосферного — во время всасывания) — гидравлический к. п. д. — отношение действительного напора насоса к теоретическому (учитывает потери напора при движении жидкости через насос) Т1 ех — механический к. п. д., характеризующий потери мощности на механическое трение в насосе (в подшипниках, сальниках и др.). [c.128]

Здесь я— коэффициент напора, значение которого зависит от коэффициента быстроходности в насосном режиме, определенного для оптимальных условий (максимум к. п. д.) по формуле (10-28). Зависимость кц от для насосов и некоторых обратимых гидромашин показана на рис. 16-2. Приведенные данные показывают, что по обратимые гидромашины близки, напора kf закономерно снижается, что, очевидно, отражает влия- [c.288]

Для многоступенчатого насоса с одинаковыми колесами при определении коэффициента быстроходности рабочего колеса Мз по (3-35) подставляют не полный развиваемый напор насоса, а Н1г. [c.329]

На рис. 2.43 напор насоса Я представлен в Дж/кг на рис. 2.45 коэффициент быстроходности обозначен (л . [c.695]

Коэффициент подмешивания эжектора для схемы II подбирается из условия полного использования напора насоса. [c.41]

Такое новое конструктивное исполнение позволяет получить л о-Зой вид характеристики -Н за счет применения той или иной благоприятной формы бокового канала с коэффициентами напора, приведенными на рис. 34. В качестве вспомогательного центробежного колеса могут быть приняты модели колес насоса СЦН-бО (см. рис. 2) или другие модели колеса тихоходной, нормальной и средней удельной быстроходности, имеющие при работе значения КПД не ниже 0,65-0,75. Это позволит создать новые самовсасывающие центробежно-вихревые насосы с общим КПД не ниже 0,6 вместо 0,46-0,52, при этом, естественно, необходимо учитывать рациональное соотношение напоров, создаваемых вихревой и центробежной ступенями. [c.67]

Н— напор насоса, м К — эмпирический коэффициент к — показатель адиабаты, коэффициент L — приведенная длина транспортирования, ход поршня, м [c.361]

Действительный напор насоса меньше теоретического по следующим причинам реальные лопатки имеют конечную толщину и их количество ограниченно, поэтому в межлопастных каналах колеса возникает циркуляция жидкости, план скоростей искажается при течении жидкости в насосе (в межлопаточных каналах, при входе жидкости на лопатки, в улитке, во всасывающем и нагнетательном патрубках) неизбежны гидравлические потери. Первый фактор учитывают при помощи коэффициента циркуляции [c.368]

Из теории известно [5], что при подобном изменении размеров насоса и одном и том же числе оборотов вала напор насоса изменяется пропорционально квадрату, расход — кубу, а мощность — пятой степени коэффициента подобия. Чтобы установить, насколько справедлив такой пересчет для лабиринтных насосов, были изготовлены две модели рабочих органов. Все геометрические размеры одной из них (0 50 мм) были вдвое меньше соответствующих размеров другой (0 100 мм). Результаты их испытания показаны на [c.28]

ЗАВИСИМОСТЬ ХАРАКТЕРИСТИКИ И КОЭФФИЦИЕНТА НАПОРА ОТ ЗАЗОРА НАСОСА [c.32]

Значения угла ц нужно выбирать в пределах 6U—75°, чтобы получить достаточно высокий коэффициент напора к в области максимальных к. п. д. насоса (см. фиг. 31). Если не слишком мал, то желательно выбирать значения а ближе к 60°, так как при этом начения к. п. д. несколько выше, чем при углах близких к 75 (в.тия-ние гидравлических потерь в каналах винта и втулки). [c.52]

Из конструктивных соображений желательно, чтобы диаметральный зазор насоса б = 0,3—0,4 мм. Однако при этом коэффициент напора k насоса будет меньше, чем у модели, так как для модели [c.62]

В 5 были изложены некоторые соображения относительно коэффициентов напора насосов ki и к и приведена теоретическая кривая зависимости к от а при ki = onst (фиг. 23). На фиг. 31 представлена кривая зависимости к от а, построенная по результатам экспериментов с насосами, у которых высота выступов нарезки составляла 3 мм и форма профиля была трапецеидальной а диаметры винтов равнялись 60 мм и 100 мм. [c.41]

С увеличением вязкости топлива возрастает сопротивление топливной спстемы, уменьшается наполнение насоса. При определенной вязкости (предельной) потери напора становятся настолько большими, что топливная струя разрывается, нарушается нормальная подача топлива к насосу и он начинает ра- Q u ботать с перебоями [31]. При уменьшении сз вязкости дизельного топлива количество его, просачивающееся между плунжером и втул- кой, возрастает (по сравненпю с более вязким топливом), в результате чего снижается коэффициент подачи насоса (рис. 3. 5). [c.153]

При рассмотрении вопроса 3-8 (гл. 3), мы установили, что для повышения напора, развиваемого насосом, нужио увеличивать выходной диаметр рабочего колеса. Однако такой способ дает положительные результаты лишь до значений коэффициента быстроходности = = 50—60. Учитывая, что максимальная скорость вращения асинхронного электродвигателя 2 900 об1мин, по (3-35) получим следующие величины напора насоса Н [c.328]

Для предотвращения и подавления кавитации в центробежных и вихревых насосах, работающих в условиях ограниченных надкавитационных напоров (на нагретых и легкокипящих жидкостях, при значительных высотах всасывания, значительных частотах вращения и т. п.), применяют различные способы увеличения надкавитационного напора. Одним из эффективных способов повыщения АЛ является установка на всасывании насосов бустер-ных насосов. Такими насосами могут быть щнеки, устанавливаемые на одном валу с основным насосом в жидкостных реактивных двигателях [47]. При установке щнековых преднасосов удается повысить кавитационный коэффициент быстроходности насосов до значения С = 2500-н3000. Подробные сведения по этому вопросу приведены в работе [47]. [c.121]

Учитывая, что при напоре насоса 30—40 м вод. ст. (абсолютное давление 0,4—0,5 МПа) и высоте всасывания 4—5 м объемный коэффициент подсоса Ио будет не менее единицы, к эжектору, предназначенному для постоянного поддержания резервных насосов в залитом состоянии, потребуется подать не более 1 —1,5 % от расхода, перекачиваемого основным работающим насосом. Учитывая, что эжектор требует малого расхода жидкости, а также что при отсутствии подсоса воздуха основными насосами повышается надежность и устойчивость их работы, можно констатировать, что схема с постоянно работающим эжектором более целесообразна, чем схема с автоподсосом. [c.221]

Таким образом, t r является отношением нормальной скорости течения жидкости к нор.мальной скорости движения выступов винта или втулки и может быть назван коэффициентом увлечения жидкости. Этот коэффициент совпадает с соответствующим коэффициентом вихревых насосов (см., например, Б. И. Находкин, кандидатская диссертация Исследование работы вихревых насосов на воде , 195U г.). Для лабиринтных и вихревых насосов коэффициент увлечения пропорционален расходу насоса и равен единице, когда скорость движения жидкости становится равной скорости нарезки лабиринтного насоса или лопатки вихревого насоса. При этом, однако, как видно пз формулы (6а), напор насоса становится равным нулю, С механической точки зрения коэффициент увлечения характеризует отставание жидкости от стенки. Поскольку силы, приложенные к объему жидкости и к стенке, равны, то мощность, затрачиваемая на движение жидкости, пропорциональна скорости движения стенки, а мощность, приобретаемая жидкостью, пропорциональна некоторой средней слоросги движения жидкости, которая в пределе может стать равной скорости движения стенки. Однако при этом передача энергии от стенки к жидкости происходить не будет, т. е, насос перестанет работать. Таким образом, коэффициент увлечения даже теоретически не может достигать единицы, откуда становится ясным, почему общий к. п, д, лабиринтного или вихревого насоса всегда значительно меньше единицы. [c.12]

Как видно из графиков, во всех случаях (кроме фиг. 16) получено хорошее совпадение с экспериментом. При построении теоретических кривых коэффициент напора выбирался постоянным и таким, чтобы начальные точки характеристики Q = 0) совпадали с экспериментальными. На тех же графиках показаны экспериментальные точки, относящиеся к ц,. насоса (см. формулу (28)). Для сравнения с опытом приведены прямые коэг 1фнииен1 ы увлечения насоса, подсчитанные по формуле (8). [c.23]

Сравнение теории с экспериментом, проведенное в пп. 2 и 3, показало, что формула (6) в целом правильно отражает зависимость напора от подачи лабиринтных насосов. Остается невыясненным вопрос относнтелыго величины коэффициента напора /si и о влиянии на него различных параметров, зжазанных в теоретической части работы. [c.31]

По оси ординат здесь отложено отношение коэффициента напора к к коэффициенту напора од при 6/й —0,1. По оси абсцисс отложены значения б//г. Как видно из графика, зависимость й/ одот б//г распадается на три кривые. Наиболее слабая зависимость к от Ь получается у насосов с малым числом заходов и сравнительно большим шагом нарезки (кривая 1). [c.36]

Результаты испытания одного из лабиринтных насосов с указанными устройствами представлены на фиг. 34. Здесь же изображены теоретические значения напора насоса Яг и коэффициента увлечения ц т Из графика фиг. 34 видно сильное влияние отвода на характеристики насоса. При этом, как и следовало ожидать, чем меньше гидравлические потери в насосе, тем ближе экспериментальные характеристики к теоретическим. Лучшие результаты получены с направляющим ацпаратом. Испытания со спиралью дали худшие результаты, однако они объясняются недостаточной пропускной способностью спирали, которая была рассчитана на значительно меньшую подачу насоса. Отсюда потери трения жидкости (вихревые и трения о стенки) в спирали получились больше, чем в обычном патрубке (характеристика без специального отвода). [c.44]

Воспользуемся кривой 3 фиг. 27 и определим уменьшение коэффициента напора. По кривой 3 (для густых решеток) получаем, что при и — 0,4 j riM коэффициент напора, я глеловательно, и напор насоса уменьшится в 1,4 раза по сравнению с моделью. Отсюда можем подсчитать потребную длину проточной части (или винта) насоса [c.62]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология