Утечка жидкости через зазоры

Предположим для простоты, что момент сил трения не изменяется. Эксперименты показывают, что утечки жидкости через зазоры гидравлических машин изменяются практически пропор- [c.168]

Под действием внутреннего давления, а также силы инерции вращающегося ио орбите ротора, происходит радиальная деформация упругой обоймы статора, приводящая к образованию зазора, несмотря на первоначальный натяг в паре ротор—статор. В результате происходит утечка жидкости через зазор (дополнительно к работающему потоку с расходом дп). [c.168]

Действительная подача будет меньше вследствие утечек жидкости через зазоры между зубьями и между стенками корпуса и шестернями [c.103]

Полный к. п. д. является важной характеристикой насоса, определяющей экономичность его работы. Полный к. п. д. представляет собой произведение объемного к. п. д. (т1 ), учитывающего утечки жидкости через зазоры и сальники насоса, гидравлического к. п. д. (rjr), учитывающего уменьщение напора вследствие гидравлических сопротивлений, и механического к. п. д. ( мех.)- учитывающего потери на трение в насосе [c.190]

I — утечка жидкости через зазоры между перегородкой и корпусом теплообменника [c.602]

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]

Принцип действия шестеренчатого насоса очень прост. Обратимся к рис. 10.32, в. Подаваемая жидкость забирается в полости, возникающие между расходящимися смежными зубьями шестерни. При вращении шестерни жидкость транспортируется из зоны входа в зону выхода. В это время жидкость заперта между смежными зубьями и корпусом, при этом происходит небольшая утечка жидкости через зазоры. Относительное движение шестерни и корпуса вызывает циркуляционное течение, подобное циркуляционному потоку, возникающему в нормальном сечении канала червячного экструдера, рассмотренного в разд. 10.3. Вход и выход насоса отделены друг от друга сцепленными зубьями шестерен. Входящие в зацепление зубья выдавливают расплав из впадины между зубьями. Колебания давления на выходе и величины объемного расхода возникают каждый раз, когда следующая пара зубьев достигает зоны выхода Зубья шестерен обычно имеют эвольвентный профиль (рис. 10.36). В прямозубых шестернях жидкость может быть заперта между зацепляющимися зубьями, что приводит к возникновению утечек, чрезмерному шуму и износу. Для масел с малой вязкостью эта проблема в некоторой степени решается применением разгрузочных канавок переменной конфигурации. Так как это не дает результата для высоковязких расплавов, то используют шестерни с шеврон- [c.353]

У многоступенчатых насосов, кроме утечек жидкости через уплотнения рабочих колес, имеются также утечки жидкости через зазоры между валом и перегородками — диафрагмами, разделяющими ступени (рис. 2.6, б). У многоступенчатых насосов секционного типа (см. рис. 2.4) имеют место также значительные утечки через гидравлическую пяту 3. Поэтому уравнение (2.10), строго говоря, справедливо лишь для одноступенчатых насосов. [c.179]

Опыт показывает, что утечки жидкости через зазоры растут, при всех прочих одинаковых условиях, линейно с повышением перепада давления и практически не зависят от числа оборотов насоса. Поскольку же расчетная производительность насоса прямо пропорциональна числу его оборотов [см. выражение (3.19)], объемный к. п. д. насоса с увеличением числа оборотов в пределах, при которых обеспечивается заполнение насоса жидкостью, повышается (рис. 3.21, б). Однако это повышение наблюдается лишь до тех пор, пока не будет нарушено с увеличением числа оборотов [c.360]

Величина утечек жидкости через зазоры зависит также от ее вязкости, уменьшаясь с увеличением последней, а следовательно, объемный к. п. д. насоса с повышением вязкости (или соответственно с понижением температуры) жидкости увеличивается. Однако повышение вязкости жидкости увеличивает объемный к. п. д. лишь до тех пор, пока не будет нарушено заполнение насоса жидкостью во всасываюш ей зоне. Объемный к. п. д. насоса будет максимальным при такой вязкости яшдкости, при которой суммарные объемные потери, обусловленные как утечками жидкости через зазоры, так и неполным заполнением рабочих камер насоса будут минимальными. [c.361]

Действительная подача Q роторного нагнетателя меньше теоретической Ст вследствие наличия в реальных нагнетателях объемных потерь. Объемные потери AQ (утечки) делятся на действительные ДСд и условные AQy. Действительные объемные потери возникают под действием перепада давления в результате утечки жидкости через зазоры в уплотнениях из рабочей полости в нерабочую. Опыт показывает, что действительные утечки пропорциональны перепаду давления в нагнетателе. Условные объемные потери вызваны неполным заполнением рабочих камер жидкостью при проходе их через зону всасывания. Основными причинами этого явления считают недостаточный напор (малое давление) на входе в нагнетатель и большое сопротивление всасывающих каналов, подводящих жидкость к распределительным окнам, а также сопротивление в распределительных окнах и в самих цилиндрах. [c.263]

Мощность на валу центробежного насоса, как и поршневого, определяется по формуле (II.8). И в данном случае коэффициент полезного действия насоса т] учитывает все потери, связанные с передачей энергии перекачиваемой жидкости г = г]гГ]оТ)м. Гидравлический коэффициент полезного действия т]р характеризует потери энергии нл трение и местные сопротивления при движении жидкости внутри насоса объемный т]о — вследствие утечки жидкости через зазоры и сальники механический — в результате трения рабочего колеса о жидкость, а также в подшипниках и сальниках. В хороших конструкциях центробежных насосов т]г = 0,8—0,9 т]о = 0,90—0,98 т) = 0,85—0,97 Лн = = 0,60—0,85. [c.122]

Коэффициент полезного действия насосов зависит от потерь на механическое и жидкостное трение и от утечки жидкости через зазоры между подвижными поверхностями. В связи с тем, что в характере потерь энергии в процессе работы насосов и гидравлических моторов много общего, эти вопросы рассмотрим в применении к насосам, сделав в соответствующих местах оговорки о характере явлений, свойственных гидравлическим моторам. [c.90]

Уплотнительные устройства предназначены для обеспечения герметичности соединений гидравлических устройств с целью предотвраще- ния или уменьшения утечек жидкости через зазоры в соединениях, а также защиты рабочей жидкости от попадания в нее твердых частиц, влаги и воздуха из внешней среды. [c.22]

Из анализа баланса мощностей на насосе (рис. 5.21,д) следует, что потребляемая мощность подводится к валу насоса, а затем преобразуется в индикаторную мощность Л ,- в рабочей камере. При этом преобразовании часть мощности теряется на механические потери Л , равные сумме потерь на жидкостное Л/ и сухое трение Индикаторная мощность Л/ при вытеснении жидкости в трубопровод преобразуется в полезную мощность насоса Л пш.- При этом преобразовании часть мощности теряется с объемными потерями Ыу (утечки жидкости через зазоры), а часть Nr тра- [c.139]

При построении кривой IV не принимались во внимание потери, вызванные утечкой жидкости через зазоры (см. И). Наличие утечки в зазорах приводит к тому, что действительная характеристика Q—Я несколько смещается влево (в сторону меньших расходов) от кривой IV (при постоянном п). [c.43]

УТЕЧКА ЖИДКОСТИ ЧЕРЕЗ ЗАЗОРЫ [c.90]

Утечка жидкости через зазоры [c.91]

Следовательно, число оборотов вертушки также пропорционально расходу жидкости. Однако при малых расходах эта зависимость не соблюдается вследствие утечки жидкости через зазоры между лопастями вертушки и корпусом счетчика и наличия трения в опорах подвижной системы. Для уменьшения силы трения вертушку и ее ось изготовляют из легких материалов. [c.280]

Уплотняющие кольца предназначены для уменьшения утечек жидкости через зазоры между передним диском рабочего колеса и корпусом. На рис. 223, а — г показаны различные конструкции уплотняющих колец наиболее простая— плоские кольца (рис. 223, а), наиболее надеж- [c.294]

Объемный к.п.д. учитывает утечку жидкости через зазоры, сальники, несвоевременное закрытие клапанов и пр. Кроме того, при передаче энергии от вала к насосу имеются механические потери трение в подшипниках, сальниках, крейцкопфах и др. Эти потери учитывает механический к.п.д. [c.15]

Объем жидкости, подаваемый насосом, в действительности всегда меньше теоретического Qr. Это объясняется утечкой жидкости через зазоры, сальники и т. д. В результате часть жидкости, на подъем которой была затрачена доля энергии, не попадает в напорный трубопровод. Отношение действительно поданного объема к теоретическому носит название коэффициента подачи или объемного к. п. д. [c.16]

Кроме утечек жидкости через зазор уплотнения рабочего колеса, имеют место утечки через сальники. Эти утечки весьма малы и ими можно пренебречь. [c.172]

К группе винтовых негерметичных насосов относятся насосы с прямоугольным и трапецевидным профилем нарезки винтов. Такая форма профиля не обеспечивает герметичного разобщения камеры нагнетания от камеры всасывания. Для уменьшения утечек жидкости через зазоры увеличивают число витков нарезки, создавая тем самым как бы лабиринтовое уплотнение, и одновременно уменьшают шаг нарезки с тем, чтобы длина винтов не была чрезмерно большой. [c.158]

Объемный к. п. д. г д учитывает потери от утечки жидкости через зазоры между винтовыми поверхностями сопряженных винтов, между цилиндрическими поверхностями выступов и впадин нарезки, между поверхностями обоймы и выступов нарезки, а также потери от утечки через сальники и от неполного заполнения жидкостью рабочих камер насоса при всасывании. [c.164]

На объемный к. п. д. винтовых негерметичных насосов наибольшее влияние оказывают утечки жидкости через зазоры, поэтому эти насосы целесообразно применять при относительно малых давлениях и больших подачах. [c.164]

Большинство машин имеют определенный, хотя и довольно небольшой зазор между наружным диаметром нарезки червяка и поверхностью цилиндра. Из этого следует, что для учета мощности, затрачиваемой на сдвиг жидкости внутри зазора, и утечки жидкости через зазор необходимо видоизменить соответствующие формулы для мощности и расхода, выведенные в разделе 10-2. Однако необходимо заметить, что наличие зазора характерно не для всех винтовых насосов. Так, например, в настоящее время созданы машины, червяки которых изготовляются из твердых прутков тефлона, которые затем тщательна подгоняются по внутреннему диаметру отполированного цилиндра. [c.266]

В действительности расход жидкости через сопла меньше из-за утечек жидкости через зазоры в верхнем подшипнике. Однако [c.254]

Qy утечки жидкости через зазор между стенками цилиндра на-соов и плунжера, м сут [c.82]

Из рис. 3.21, б следует, что до числа оборотов щ на объемный к. п. д. в основном оказывают влияние утечки жидкости через зазоры, обусловленные перепадом давления. Понижение же к. п. д. наблюдаемое при повышении числа оборотов выше П2, обусловлено неполным заполнением насоса жидкостью (объемными потерями на всасывании). Очевидно, оптимальным с точки зрения объемного к. п. д. диапазоном скоростей является диапазон от до п. -Поскольку при уменьшевии числа оборотов насоса расчетная производительность его уменьшается, в то время как утечки через зазоры при этом практически не зависят от числа оборотов, объемный к. п. д. насоса при известных числах оборотов может [c.360]

Коэффищ1ент подачи Лу = У/Уу, где Уу — теоретическая производительность насоса. Коэффициент учитывает потерю производительности насоса за счет утечек жидкости через зазоры, клапаны, сальники и т.д. (см. разд. 3.3.2). При этом энергия, затраченная на увеличение напора потерянной жидкости, теряется безвозвратно. Значит, в действительности энергия за- [c.273]

Объемные потери — это утечки жидкости через зазоры в насосе, которые обусловливаются разностью давлений до и после зазора. Как было указано, центробежный насос есть машина, построенная на очень малых зазорах между частями вращающегося ротора и ненодвижными элементами уплотнения корпуса насоса. Вследствие этого щелевые утечки — явление нормальное в насосе и они тем больше, чем больше зазоры, которые увеличиваются с увеличением износа при его работе. Утечки через сальники или торцовые уплотнения представляют небольшое количество жидкости и при расчетах во внимание не принимаются. [c.132]

Энергия жидкости, возвращающейся в подвод, теряется. Эти потери называются объемными. Кроме утечек жидкости через зазоры уплотнения рабочего колеса, происходят назначительные утечки через сальники. [c.38]

Насосостроительные заводы имеют опытные данные по Ар = укааз и коэффициентам ц, утечки жидкости через зазоры и уплотнения [52]. Колесо пропускает расход Q = Q+q Q подается в напорную трубу, q возвращается обратно во входную часть насоса. [c.72]

Объемный к. п. д. г]д учитывает потери от утечки жидкости через зазоры и неплотности, а также потери подачи, вызываемые эмульса-цией масла. [c.94]

Ограниченные создаваемые давления из-за роста утечек жидкости через зазоры с ростом давления, а также —из-за возникающих усилий и деформаций, отражающихсй на работе машины. [c.133]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология