Справочник химика 21

Химия и химическая технология

Статьи Рисунки Таблицы О сайте English

Теория рабочего колеса центробежного насоса

    При расчете рабочего колеса насоса строят треугольники скоростей при входе и выходе жидкости из колеса. Ниже рассматривается построение треугольников скоростей исходя из струйной теории, являющейся до настоящего времени основной теоретической схемой при расчетах центробежных машин [16]. [c.19]

    ТЕОРИЯ РАБОЧЕГО КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА [c.35]


    Обычно при рассмотрении теории рабочего колеса центробежного насоса исходят из условия параллельного течения струек в межлопастном пространстве. Такое течение возможно только при бесконечно большом числе лопастей. Так как в действительности число лопастей рабочего колеса является конечным, то фактически струйки жидкости между лопастями не параллельны и это является причиной дополнительного гидравлического сопротивления потоку в межлопастном пространстве. [c.194]

    Проточная часть центробежного насоса образуется стенками входного устройства, лопастного колеса и отводящего устройства. Стенки входного и отводящего устройств неподвижны, так что скорости потока относительно стенок будут абсолютными. Рабочее колесо совершает вращательное движение, которое является переносным, а скорости потока относительно стенок межлопаточных каналов с точки зрения неподвижного наблюдателя будут относительными. Вследствие сказанного, анализ кинематики жидкой среды в рабочем колесе целесообразно проводить методом построения плана скоростей, известным из курса теоретической механики. В теории лопастных машин план скоростей чаще называют треугольником скоростей. Абсолютная скорость V в области рабочего колеса является векторной суммой относительной IV и переносной О (см. рис. 2.2). [c.47]

    Так как основным рабочим органом центробежного насоса является его рабочее колесо, то и теорию центробежного насоса часто называют теорией рабочего колеса и понимают под этим исследование теоретического напора, создаваемого рабочим колесом центробежного насоса. [c.189]

    При рассмотрении теории рабочего колеса центробежного насоса полагают число лопастей рабочего колеса бесконечно большим. При этом считают, что лопасти расположены параллельно друг другу и поток жидкости в каждом межлопастном пространстве состоит из бесконечно большого количества элементарных струек, движущихся параллельно друг другу. В этом случае теоретический напор, создаваемый насосом, можно рассматривать как разность между удельной энергией, которой обладает жидкость, прошедшая через насос, и удельной энергией жидкости перед насосом. Следовательно, теоретический напор можно представить в таком виде  [c.190]

    Применяя теорему к установившемуся движению жидкости через рабочее колесо центробежного насоса между сечениями от входа в колесо до выхода из него, допустим, что при струйном характере течения приращение энергии на этом участке происходит без гидравлических потерь. Кроме того, дифференцирование в уравнении (2.36) заменим рассмотрением изменения момента количества движения массы жидкости за 1 а [c.34]


    Пользуясь одноразмерной теорией центробежного насоса, мы в предыдущем параграфе вывели теоретическое уравнение напора в предположении, что рабочее колесо имеет бесконечно большое [c.126]

    Предварительные замечания. Рабочее колесо с лопатками, являясь наиболее существенной частью центробежного насоса, в известной мере предопределяет всю его конструкцию. Поэтому теории колеса, как правило, уделяется особое внимание. [c.26]

    Следует отметить, что метод расчета рабочих колес по Пфлейдереру, несмотря на прекрасное изложение теории гидродинамики центробежных насосов, не дает достаточных данных для проектирования высокоэффективных насосов. [c.356]

    В теории центробежного насоса рассматриваются такие скорости 1) окружная скорость при входе на лопатки рабочего колеса 2) окружная скорость при [c.120]

    В книге приводятся методические указания и справочные данные для выполнения необходимых расчетов корпуса, крышек, рабочих колес и валов центробежных насосов, учитывающие особенности конструкции и эксплуатации насосов. Рассматриваются нагрузки на элементы насоса. Приводятся необходимые сведения по составлению расчетной схемы, излагаются основы принятых теорий и методики расчета элементов насоса на прочность и жесткость. [c.2]

    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]

    Особенно большие успехи в усовершенствовании центробежных насосов (и гидравлических турбин), а также вентиляторов, турбовоздуходувок достигнуты за последние 30 лег в связи с разработкой советскими учеными теории лопаток рабочих колес и направляющих аппаратов, основы которой были заложены знаменитыми русскими учеными Н. Е. Жуковским и С. А. Чаплыгиным. [c.8]

    Академик Г. Ф. Проскура в 1931 г. разработал вихревую теорию центробежных насосов, согласно которой поток во вращающейся круговой решетке лопастей может с достаточной степенью точности рассматриваться как состоящий из двух потоков одного, получаемого конформным преобразованием относительного потока в плоской неподвижной решетке в относительный поток в неподвижной круговой решетке второго — обусловленного осевым вихрем (вихрем относительной скорости), т. е. в канале между лопастями рабочего колеса в относительном движении жидкости (скорости w) получим вращение жидкости в сторону, обратную вращению колеса (рис. 2.10). [c.19]

    Рассматривая движение частицы жидкости внутри колеса, сделаем допущение, что весь поток внутри колеса состоит из одинаковых элементарных струек. Предположим также, что траектории движения частиц такие же, как профили лопаток. В этом случае поток представляется таким, каким он был бы при бесконечно большом числе бесконечно тонких лопаток, то есть осесимметричным. Иначе говоря, все линии тока конгруэнтные, а движение струек установившееся следовательно, относительная скорость направлена по касательной к поверхности лопатки в рассматриваемой точке, а величина ее определяется уравнением неразрывности. Такое допущение составляет основу элементарной струйной теории. Основателем этой теории был член Петербургской академии наук Леонард Эйлер (1707—1783). Эта теория [6] послужила основой для создания центробежных гидравлических насосов, так как первые машины по конструкции рабочего колеса соответствовали струйной теории. В них длина канала значительно превосходила расстояние между лопатками, и, таким образом, все колесо состояло из большого числа узких и длинных каналов. В настоящее время рабочие колеса по конструкции значительно отошли от первоначальной формы, и к ним нельзя применить струйную теорию. Для одних рабочих колес требуются значительные коррективы теории экспериментальными данными, а для других — иные методы расчета. [c.40]

    В теории центробежных лопастных насосов обычно принимают [ 3] Лм = (0,005 0,01)и =0,995- 0,99. Однако в случае малых коэффициентов быстроходности эти соотношения непригодны, так как мощность механических потерь становится сравнима с внутренней мощностью насоса Л вн + тр. г- Поскольку зависит от параметров дискового насоса, то последние будут влиять на механический КПД. При изменении параметров дискового насоса, вызывающих увеличение внутренней мощности /Vbh, механический КПД растет, т. е. возрастает при увеличении вязкости жидкости V, угловой скорости вращения со, наружного радиуса колеса / 2 > числа дисков /, а также при уменьшении ширины рабочего зазора [c.42]


    Первая группа рассматривает аэратор по аналогии с рабочим колесом центробежного насоса, используя понятия расхода перекачиваемой жидкости и статического напора, заимствованные из теории гидравлических машин. Наиболее характерными для данной группы методов являются исследования Криста (1964) и В.Н.Журова, которые широко использовали теорию центробежного насоса не только для геометрического построения рабочего органа, но и для определения энергетических параметров механического аэратора дискового типа. По В.Н.Журову, потребляемая мощность N аэратора зависит от расхода перекачиваемой жидкости, плотности р жидкости, периферийной скорости вращения Ур, глубины Нр погружения диска и высоты Ил лопасти следующим образом  [c.73]

    В вентиляторах скорость потока воздуха редко превосходит 70— 80 м/сек. Это указывает на отсутствие принципиальной разницы теории лопастных вентиляторов и насосов. Опыт и методы расчета, оправдавшие себя й насосостроении, могут быть успешно перенесены в область вентиля-торостроения, и наоборот. Различия в методах расчета насосов и вентиляторов могут иметь место лишь в связи с особенностями конструктивного исполнения элементов проточной части этих машин. Малая по сравнению с водой плотность воздуха приводит к принципиальным изменениям в соотношении гидродинамических и центробежных сил, действующих в рабочем колесе. Это существенно сказывается на конструкции колеса и, в частности, на решении вопросов прочности. Последнее приводит к существенным различиям конструкций корпусов насосов и вентиляторов. [c.67]

    Одна из первых попыток анализа работы турбинных мешалок была сделана Г. М. Клюевым и Н. Я- Лелявиным [1881, которые, исходя из положений одноразмерной теории движения жидкости, рассмотрели действие мешалки этого типа как рабочего колеса центробежного насоса. [c.46]

    К осевым или пропеллерным относятся насосы с коэффициентом быстроходности 600<п,5 <1200. Большой коэффициент быстроходности свидетельствует о большой подаче насоса при малом напоре. Такие параметры имеют насосы, переме-щаюшие жидкость вдоль оси. Рабочие колеса осевых насосов составлены из лопастей, не соединенных общим ободом, изогнутых по винтовой поверхности. Это насосы, у которых отношение Д2/ о 1.0—0,8 КПД их довольно велик. Это, собственно, уже не центробежные насосы и теория их работы имеет некоторые особенности. [c.207]

    В развитии этих машин большие заслуги имеют русские ученые Н. Е. Шуковский и С. А. Чаплыгин, заложившие основы теории лопаток рабочих колес, а такн<е И. И. Куколевский, И. Г. Есьман, Г. Ф. Проскура, А. А. Бурдаков, работы которых способствовали совершенствованию и расширению применения центробежных насосов. [c.4]

    Член Российской Акадехмии наук Л. Эйлер заложил основы теории центробежных машин, вывел общее уравнение их работы. Позднее академики И. Е. Жуковский и С. А. Чаплыгин создали аэродинамическую теорию крыла, на основе которой была впоследствии разработана методика расчета лопаток рабочих колес и направляющих аппаратов центробежных и пропеллерных насосов. Известный русский ученый и инженер В. Г. Шухов впервые дал теорию прямодействующих поршневых насосов и разработал конструкцию специального поршневого насоса для откачки нефти из глубоких скважин. Инженер В. А. Пушечников изобрел многоступенчатый центробежный насос с вертикальным валом. [c.7]

    Русские ученые Д. Бернулли и Л. Эйлер впервые теоретическк обосновали работу центробежных машин. В 1738 г. Д. Бернулли опубликовал книгу Гидродинамика , в которой вывел закон сохранения энергии в движущейся жидкости. Этот закон вместе с уравнением сплошности является теоретической основой для расчета рабочих органов гидромашин, в том числе и насосов.. Во> второй половине XIX века академики Н. Е. Жуковский и С. А. Чаплыгин разработали аэродинамическую теорию крыла , которая послужила основой для создания методики расчета, ло.-пастей рабочих колес и лопаток выправляющих аппаратов как центробежных, так и осевых насосов. [c.3]

    Основное уравнение центробежного насоса, позволяющее определить развиваемый им теоретический напор, мож1Ю вывести, используя теорему о моменте количества движения. Применительно к движению жидкости в канале рабочего колеса насоса эта теорема формулируется так приращение момента количества движения 1 кг массы жидкости за время прохождения межлопастного пространства равно моменту импульсов всех внешних сил, приложенных к потоку от входа в канал до выхода из него за тот же промежуток времени t. [c.14]

    Выдающийся математик и физик Л. Эйлер в XVIII в. разработал основы теории центробежных компрессоров. Русский ученый А. А. Саблуков является изобретателем центробежного и осевбго вентиляторов, а также центробежного насоса. Профессор Н. Е. Жуковский создал аэродинамическую теорию крыла, которая легла в основу расчета лопаток рабочего колеса и направляющих аппаратов центробежных и осевых насосов, вентиляторов и компрессоров. [c.4]

    Увеличение Янач при увеличении углов атаки соответствует гидродинамической теории обтекания профилей. Из данных на рчс. 3.48 вытекает также, что функция X aч=f Я ) Для центробежных насосов имеет тенденцию к максимуму при <71 0,5. Наличие максимума при <71<1 наблюдается и для шнеко-центробежных насосов, однако ограниченное число экспериментальных точек не позволяет утверждать, что указанное явление наступает при 1 = 0,5. Наличие максимума Янач при <71 0,5, вероятнее всего, связано с изменением структуры потока на входе в рабочее колесо [62, 77]. При <71 0,5 на периферии входного участ- [c.211]

    Так как процессы разрушения деталей и узлов центробежных насосов описываются случайными величинами, то для установления общих закономерностей примем методы теории вероятностей и математической статистики. Анализ отказов центробежных насосов показал, что их эксплуатационная надежность определяется главным образом долговечностью следувэдих деталей и узлов торцовое уплотнение, подшипники, защитные втулки, уплотнительные кольца рабочего колеса и корпуса насоса, рабочее колесо, вал, полумуф-та, система охлаздения, грундбукса. [c.33]

    Для дисковых насосов параметрами, характеризующими их работу, являются геометрические параметры внутренний / , и наружный Кг радиусы дисков, щирина рабочей щели Ь, число / и толщина 5 дисков и т. д. гидродинамические параметры - напор Я, подача О, угловая скорость колеса со, мощность М, время г параметры рабочего тела — плотность р, вязкость и. Тогда на основании законов теории подобия, выбрав в качестве первичных величин диаметр = 2Кг, угловую скорость колеса со и плотность жидкости р, можно получить следующие безразмерные комплексы геометрического подобия Ь/Ог, 0x102. Ь/О и т. д., а также критерии (для установивщегося процесса работы насоса) Я = Н и — критерий Эйлера 0=0/(1 1)со >2-расходныйкритерий Л =Л /рсо /)2-мощностной критерий Ке = шО 1р — критерий Рейнольдса. Эти критерии и безразмерные комплексы имеют такой же вид, как и критерии для центробежного лопастного насоса. Отличие дисковых насосов при ламинарном режиме течения жидкости в рабочих щелях в том, что вязкость V является здесь одним из основных параметров, определяющим его характеристики. Поэтому течение нельзя считать автомодельным и пренебрегать критерием Тогда расход, напор, мощность и КПД натуры на подобных режимах выразятся через параметры модели следующим образом  [c.44]


Смотреть страницы где упоминается термин Теория рабочего колеса центробежного насоса: [c.19]    [c.131]    [c.397]    [c.7]   
Смотреть главы в:

Центробежные и осевые насосы -> Теория рабочего колеса центробежного насоса




ПОИСК





Смотрите так же термины и статьи:

Колеса

Колесо насоса



© 2024 chem21.info Реклама на сайте