Гидравлические характеристики центробежных насосов

Рис. 4.3. Совмещенная гидравлическая характеристика центробежного насоса и фильтрационной установки

Рис. 4.3. Совмещенная гидравлическая верхность фильтрации, характеристика центробежного насоса и. найденным значениям

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА [c.21]

Рабочие ступени гидромашин центробежного типа, состоящие из статоров и роторов у турбобуров или рабочих колес и направляющих аппаратов у насосов, должны обеспечивать требуемые гидравлические характеристики машины, обладать необходимой износостойкостью и коррозионной стойкостью. [c.317]

При работе на гидравлические сети с разными сопротивлениями (пунктирные кривые / и 2 на рис. 1.71) центробежный насос со своей вначале близкой к горизонтальной, а затем убывающей напорной характеристикой H(V ) обеспечивает существенно разные расходы и Чем больше сопротивление гидравлической сети, круче ее гидравлическая характеристика, тем меньший расход < К, р через такую сеть обеспечивает конкретный центробежный насос. Это обстоятельство несколько осложняет подбор необходимого центробежного насоса, который может обеспечить заданное значение расхода через гидравлическую сеть с известной характеристикой. Напорные характеристики насосов сравнивают (начиная с насосов малой производительности) с характеристикой гидравлической сети. Выбирают такой насос, у которого напорная характеристика дает точку пересечения с характеристикой сети (рабочую точку Р) при значении расхода, равного заданному или несколько больше. По абсциссе рабочей точки находят значения потребляемой мощности и КПД rip. [c.158]

Влияние кавитации на гидравлические характеристики центробежных насосов в значительной степени зависит от коэффициента быстроходности п,. В насосах, имеющих низкие коэффициенты быстроходности, характеристики Я — Q, N — Q, т] — Q резко падают, когда подача насоса достигает значения, при котором возникает кавитация. При дальнейшем увеличении подачи возможен полный срыв работы насоса. [c.115]

Коэффициент быстроходности представляет собой наиболее полную гидравлическую характеристику центробежных насосов, позволяет классифицировать насосы не по одному какому-нибудь отдельному параметру (подаче, напору или числу оборотов), а по их совокупности и дает основания для сравнения различных типов насосов и выбора насоса, наиболее пригодного для работы в заданных условиях. [c.43]

В обзоре приводятся классификация самовсасывающих динамических насосов, типы и конструкции отечественных и зарубежных вакуумных устройств, вывод основных расчетных уравнений, устанавливающих связь между термодинамическими свойствами нефтепродуктов и режимом работы вакуумных устройств в условиях эксплуатации. По материалам экспериментов определены зависимости влияния геометрических параметров и рабочих зазоров вихревых вакуумных колес, сепарирующих колпаков и эжекторных устройств на вакуумные и гидравлические характеристики самовсасывающих динамических насосов. Основное внимание уделено разработке самовсасывающих центробежных, вихревых и центробежно-вихревых насосов быстроходностью = 40-90 с сов- [c.3]

Характеристики насосов, используемые в практике. Размерные гидравлические характеристики насосов — это взаимозависимости основных параметров насосов (расхода Q, напора Я, надкавитационного напора Ае, мощности N, а для центробежных насосов и частоты вращения п) и зависимости этих параметров от плотности жидкости р, вязкости V. Если все параметры переменны, то общую характеристику необходимо строить в многомерном пространстве. Такую характеристику невозможно изобразить графически и даже трудно себе представить. Поэтому приходится вводить определенные комплексы, составленные из указанных величин, принимая некоторые из них постоянными. [c.18]

Характеристику, центробежных насосов Я=/((3) графически строят по данным гидравлических испытаний. Для аналитического отыскания рабочей точки насоса при его работе на трубопровод необходимо математическое описание этой зависимости. f1= Q) с достаточно высокой точностью может быть выражена интерполяционной формулой ви-.да. [c.129]

Универсальная характеристика центробежного насоса. Имея характеристики Я и /V при частоте п, можно построить характеристики и для других частот, меньших или больших п, пользуясь законом динамического подобия. На рисунке 80 показаны построенные характеристики Я и Л/ для 0,7 , 0,8 , 0,9 , 1,1 и 1,2 . Можно перестроить и линии к.п.д., соответствующие новым оборотам. В плоскости ЯQ на кривых Я находим точки, соответствующие одинаковым к.п.д. Соединяя линиями точки с одинаковыми к.п.д., можно получить кривые одинаковых к. п. д. насоса. Как видно из чертежа, эти линии имеют форму вытянутых кривых, замкнутых внизу и замыкающихся также при достаточном продолжении вверху. Полученные кривые, изображенные на рисунке 80, называются универсальной (или топографической) характеристикой центробежного насоса. Имея такую характеристику, можно наглядно показать условия работы насоса на какую-либо гидравлическую систему. Покажем это на примере. [c.100]

Вибрация центробежного насоса тесно связана с различными нестационарными явлениями в нем. Если при расчете гидравлических характеристик, как правило, нестационарность течения жидкости за рабочим колесом не учитывается, то с вибрационными характеристиками насоса, в особенности на лопаточных частотах, она имеет непосредственную связь. Многочисленные исследования 158, 59, 98, 129, 150, 161, 166], проведенные в последнее время, показывают, что источником вибрации центробежного насоса на лопастной частоте являются нестационарные гидродинамические силы на лопатках направляющего аппарата, возникающие при обтекании их нестационарным потоком, выходящим из колеса, и статические пульсации давления в проточной части, возникающие в момент встречи лопастей рабочего колеса и лопаток аппарата. [c.268]

При таком определении гидравлического к. п. д. т] возможно решение задачи прогнозирования рабочих характеристик центробежных насосов по известным конструктивным параметрам и наоборот. Преимущества такого пути очевидны из теоретических и экспериментальных предпосылок. [c.23]

Качество действительной характеристики Q — Я центробежного насоса при работе на воде (восходящая или нисходящая) не может определяться формулой (3.3), поскольку угол выхода лопатки из колеса центробежного насоса р не бывает более 90°. Это качество зависит от характера движения жидкости в межлопаточном канале, числа лопаток колеса и коэффициента быстроходности насоса. На рис. 3.2 приведены рабочие характеристики центробежного насоса ЦС-65 при работе на воде с различным числом лопаток в колесе z. При испытании рабочего колеса с числом лопаток z = 12 рабочая характеристика Q — Н (1) имеет восходящий участок, при z = 6 максимум рабочей характеристики 2 перемещается ближе к оси напоров, а при испытании насоса с числом лопаток а колесе z = 3 рабочая характеристика 3 нисходящая. Таким образом, качество характеристики можно регулировать числом лопаток z при z < Zkp получаются нисходящие характеристики при z > z p — характеристики с восходящим участком. Восходящий участок А В напорной характеристики Q — Н (см. рис. 3.1, б) определяет неустойчивый режим работы насоса. Такие характеристики насосов нежелательны вследствие возможности возникновения гидравлических ударов в напорной линии при малых подачах насоса, соответствующих участку АВ. [c.40]

Поэтому ирп анализе работы центробежных насосов, перекачивающих вязкие жидкости, изменение характеристик при увеличении вязкости рассчитывается при помощи поправочных коэффициентов для характеристик насоса, полученных на воде, а не путем определения абсолютных значений гидравлических (внутренних) потерь. [c.160]

Из рис. 3.28, а видно, что производительность двух насосов 1+11 меньше удвоенной производительности одного насоса (2 1 = VI + У ), а развиваемый при этом обоими насосами напор Яц-ц больше напора Щ. Таким образом, при параллельной установке двух насосов в действительности происходит увеличение производительности, но все же не ее удвоение. Такое удвоение наблюдалось бы при сохранении напора насосной установки на уровне Н. Но напор таким не сохраняется. Причина в том, что при возросшей производительности Кц-ц, т.е. увеличенном расходе жидкости по тому же трубопроводу, повышается ее скорость, а с ней и гидравлическое сопротивление. Для преодоления последнего насосная установка должна развивать больший напор, чем это было необходимо при работе одного насоса с меньшей производительностью VI. Это означает повышение рабочего значения Щ+ц > Щ. А поскольку при работе центробежного насоса на нисходящей ветви характеристики с увеличением напора его производительность падает, то становится вполне понятным неравенство Кц-п < VI + Уц (или в рассматриваемом случае У1+ц < 2 У ). [c.312]

Саморегулирование центробежного насоса. Если нанести на характеристику насоса Н — Q характеристику сети Н = f (Q ), определяющую изменение потерь напора вследствие гидравлических сопротивлений, то рабочий режим Н и Q насоса соответствует точке пересечения А (рис. 3.11). Точка А называется [c.57]

Не будем пытаться дать формулы или методику подсчета гидравлических потерь в различных частях центробежных насосов. Необходимость строить предварительные характеристики Q — Я расчетным путем (исходя из потерь) давно отпала, так как при проектировании новых насосов конструкторы могут получить достаточно данных для построения характеристики, исходя из характеристик существующих насосов. [c.165]

Гидравлические достоинства следующие крутая характеристика С1 — Я с рабочим напором, который примерно на 50% превышает напор одного лишь центробежного насоса, и характеристика потребляемой мощности, обеспечивающая невозможность перегрузки привода. [c.408]

Однако до настоящего времени не имеется достаточно экспериментальных данных по исследованиям потоков, подобных имеющимся в рабочих колесах насосов, где каналы сравнительно коротки и имеют постоянно меняющуюся конфигурацию. Поэтому нри анализе работы центробежных насосов, перекачивающих вязкие жидкости, изменение характеристик при увеличении вязкости рассчитывают нри помощи поправочных коэффициентов для характеристик иасоса, полученных на воде, а не путем определения абсолютных значений гидравлических (внутренних) потерь. [c.160]

Типовые формы проточной части. Обширные литературные данные, представляющие собой статистический материал о Геометрических характеристиках проточной части центробежных насосов, особенно рабочих колес, неполноценны, так как нет прямой связи между величиной того или иного параметра и значением гидравлического к. п. д. у данного насоса. Поэтому необходимо привести в безразмерной форме ряд примеров конструкций проточной части насосов, обладающих высоким к. п. д. Эти образцы могут быть использованы для полного или частичного моделирования. [c.181]

Проточная часть центробежного насоса проектируется на расчетный (оптимальный) режим работы. Часто при проектировании насоса необходимо выяснить особенности его работы также на нерасчетных режимах. При этом возникает необходимость уже На этапе проектирования насоса получить его характеристику. Рядом авторов [86, 107] разработан метод расчета напора центробежного насоса, основанный на предположении, что на нерасчетных режимах отсутствуют вторичные токи жидкости. При этом напор насоса определяется путем вычитания из теоретического напора, определенного из основного уравнения лопастных насосов, гидравлических потерь на вихреобразование на входе в рабочее колесо и в отвод, а также гидравлических потерь, в каналах насоса. Гидравлические потери на входе принимаются пропорциональными квадрату разности оптимальной и рабочей подач насоса, гидравлические потери в каналах — пропорциональными квадрату подачи. Рассчитанная таким образом характеристика недостаточно точна по следующим причинам. [c.29]

Для обеспечения экономичности принимаемых компоновочных решений насосной станции, надежности и долговечности эксплуатации ее оборудования очень важно правильно определить необходимое заглубление рабочего колеса насоса. Прогнозирование кавитационных характеристик насосов, особенно за пределами освоенных в настоящее время значений напора и подачи, чрезвычайно затруднено. Поэтому для определения в первом приближении допускаемых значений высоты всасывания Яв мощных вертикальных центробежных насосов можно использовать опыт проектирования и эксплуатации обратимых гидравлических машин. [c.38]

Дросселирование. Подачу центробежного насоса можно снизить введением добавочного сопротивления в нагнетательную линию (прикрытием задвижки или любым другим способом). Поскольку при этом кривая сопротивления гидравлической системы становится круче (рис. 11.3, а), то рабочая точка перемещается по кривой характеристики насоса. Именно таким способом получают на испытательном стенде напорную характеристику насоса (называемую поэтому дроссельной). Энергетическая эффективность метода низкая, но благодаря простоте реализации метод часто применяется при отсутствии других возможностей снизить подачу. Более благоприятно дросселирова- [c.138]

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]

Для перекачки сжиженных газов из резервуаров хранилища в железнодорожные и автомобильные цистерны и обратно используют центробежные герметичные электронасосы ХГВ (рис. 64). Электронасосы представляют собой вертикальные агрегаты, каждый из которых состоит из центробежного насоса и специального электродвигателя они предназначены для перекачки сжиженных газов с температурой до 50° С под давлением до 50 кгс/см. Проточную часть агрегата изготовляют из углеродштой стали. Охлаждение электродвигателя, смазка подшипников и взвешивание гидравлической пяты осуществляются перекачиваемой жидкостью, которая поступает через фильтр с напорной стороны насоса. Насосы изготовляют во взрывозащищенном исполнении ВЗГ. Техническая характеристика насосов ХГВ представлена в табл. 59. [c.129]

Сложность динамики движения потока жидкости и сложность геометрии проточных подвижных (в колесе) и иеподвижных каналов (в корпусе) не позволяют аналитическим путем определять силы трения и силы инерции движения жидкостп в центробежном насосе, т. е. получать абсолютные значения гидравлических (внутренних) потерь. В связи с этим измепение характеристики при увеличении вязкости рассчитывается прп помощи поправочных коэффициентов для характеристики насоса, полученной прп перекачке воды. [c.159]

Такой же эффект регулирования (уменьшение подачи газа при р = onst) может быть достигнут путем изменения степени прикрытия задвижки или дроссельного клапана на нагнетательном газопроводе. В этом случае, как и у центробежного насоса (см. рис. П-10), изменяется производительность при постоянном давлении в нагнетательном газопроводе (перемещается рабочая точка) благодаря изменению характеристики последнего при неизменной характеристике машины. Данный способ сопряжен, однако, с увеличением удельного расхода энергии из-за падения коэффициента полезного действия машины и роста гидравлического сопротивления задвижки. [c.155]

Для сравнения различных режимов выбирают на р—Q-характеристике насоса не менее трех точек, которым соответствуют значения давления р, подачи Q и КПД насосного агрегата т)н. Рассчитывают преобразователь для каждой из точек, выбранных по характеристике лопастного насоса. При этом определяют значения гидравлического КПД Tir и относительную полезную подачу QnoJQnao- Затем для каждого из выбранных режимов определяют гидравлический КПД установки и абсолютное значение полезной подачи Qnon- Сравнение полученных значений т г или Qnon Дает основание для выбора расчетного режима эксплуатации центробежного насоса в установке. [c.208]

Для описания гидравлических типов водяных турбин Камерер ввел новую характеристику, названную коэффициентом быстроходности, которая позднее была применена к центробежным насосам. [c.33]

Помимо всего сказанного, при выборе центробежных насосов необходимо принимать во внимание следуюдее насос должен иметь устойчивую характеристику Q — Н, т. е. напор должен непрерывно увеличиваться по мере умгньшэния подачи при неустойчивой характеристике могут возникнуть гидравлические удары вследствие колебания столба жидкости в трубопроводе дасокого давления. [c.211]