Теория рабочего колеса

В теории рабочего колеса рассматриваются окружные, относительные и абсолютные скорости нри входе на лопатки колеса и нри выходе из него. В случае заданного числа оборотов п величина окружной скорости определяется как произведение угловой скорости ш на расстояние (радиус) г рассматриваемой частицы от центра вращения, т. е. w = шг, или, выражая окружную скорость через диаметр и число оборотов колеса, можем написать [c.124]

Какие скорости движения жидкости рассматриваются в теории рабочего колеса [c.137]

ТЕОРИЯ РАБОЧЕГО КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА [c.35]

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]

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]

Теория рабочего колеса [c.120]

Фиг. 62 Схема к теории рабочего колеса.

В этой главе изложена теория рабочего колеса вентилятора. В ней по-новому освещен вопрос определения внутреннего диаметра рабочего колеса и даны исчерпывающие сведения относительно применения уравнения Эйлера для расчета. В некоторых литературных источниках 4], [8] предлагается принимать для расчета это уравнение без второго члена, стоящего в скобках, допуская тем самым, что поток газа, войдя на лопатку, имеет всегда радиальное направление. Этот вопрос подробно освещен в книге автора Тяго-дутьевые установки ЦЭС [3). [c.86]

В отличие от компрессорных машин объемного действия, где сжатие газа производится путем непосредственного изменения объема с помощью подвижной стенки (поршня) рабочей полости, в центробежных и в осевых компрессорах сжатие среды достигается превращением в энергию статического давления динамической энергии, получаемой газом от вращающегося колеса. Это преобразование динамической энергии в энергию давления происходит частично в каналах рабочего колеса и частично в диффузорных каналах неподвижных элементов машины. Так как при этом основная часть механической энергии, передаваемой рабочим колесом газу, представляет собой динамическую энергию, то уровень скоростей в центробежном и в осевом компрессорах должен значительно превышать уровень средних скоростей в поршневом компрессоре. В соответствии с этим теория процессов, происходящих в поршневом компрессоре, базируется в основном на законах термодинамики. В центробежном же и в осевом компрессорах наряду с термодинамическими явлениями происходят весьма сложные аэродинамические процессы. [c.7]

Л. Эйлер в 1751—1754 гг. разработал теорию водяных турбин и дал основное уравнение их рабочего процесса, которым пользуются и в настоящее время. Он впервые выдвинул и обосновал идею применения направляющего аппарата и предложил проект первого водяного двигателя, имеющего рабочее колесо и направляющий аппарат. [c.9]

Основное уравнение теории турбин, данное Эйлером, устанавливает зависимость между моментом сил, действующих со стороны потока на лопасти рабочего колеса, и скоростями и и перед рабочим колесом и за ним. [c.85]

Если принять, что движение жидкости через рассматриваемую элементарную трубку тока представляет собой в среднем движение через любую из бесконечно большого числа таких элементарных трубок тока, то уравнение (45) может быть распространено на весь поток, протекающий через рабочее колесо турбины, и представляет собой основное уравнение теории гидротурбин. При этом величины 1>ио 1 и Уцз и следует рассматривать как осредненные по расходу. Уравнение (45) принадлежит создателю теории турбинных механизмов, действительному члену Российской Академии Наук Леонарду Эйлеру. [c.88]

По элементарной теории, кроме того, предполагают, что рабочее колесо турбины имеет большое число бесконечно тонких лопаток, а вход воды на лопасти безударный. При этих предположениях очевидно, что [c.89]

Найдем зависимость скоростей абсолютной v , окружной 1 и относительной W от рабочего напора Н, гидравлического к. п. д. Т1г и углов 1, Рь 2 и Рг треугольников скоростей на входе в рабочее колесо и выходе из него. Для упрощения задачи будем предполагать, что выход воды из рабочего колеса нормальный. При этом основное уравнение теории турбин (51) имеет вид [c.99]

Все формы уравнения Эйлера являются фундаментальной основой теории турбомашин и имеют огромное практическое значение, так как позволяют установить связь между энергетическими показателями машины и условиями движения потока через рабочее колесо. [c.59]

Формулы пересчета подачи (3.46), давления (напора) (3.49) и мощности (3.51), полученные на основе теории подобия, позволяют пересчитывать параметры, определяющие работу нагнетателей при изменении частоты вращения привода п, диаметра рабочего колеса и плотности перемещаемой среды, а также характеристики натурных нагнетателей, полученные на модельных установках. [c.79]

Из этого уравнения следует, что критический кавитационный запас зависит только от скорости движения жидкости в рабочем колесе. Он мало зависит от вида и температуры жидкости. Таким образом, если потоки автомодельны, можно использовать теорию подобия для определения кавитационных характеристик подобных насосов. В результате С. С. Рудневым было предложено уравнение для определения критического кавитационного запаса, имеющее вид [c.139]

При получении характеристик насосов на основании экспериментов используют методы теории подобия. Теория подобия, в частности, дает возможность получить характеристики насоса другого размера, если проточные части сравниваемых насосов подобны, а также пересчитать характеристики насоса с одной частоты вращения на другую. При условии соблюдения геометрического подобия проточных частей насоса, включая подобие шероховатостей поверхностей стенок каналов, зазоров в щелевых уплотнениях и толщин лопаток рабочего колеса, а также кинематического подобия на границах потоков получено следующее соотношение [c.107]

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]

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

В практике насосостроения наибольшее распространение получили методы расчета рабочих колес на основе струйной теории и с использованием элемен ов теории подобия. В обоих методах широко используют характерные параметры и коэффициенты. Критерии подобия насосов. Использование элементов теории подо,бия и безразмерных критериев геометрического, кинематического и динамического подобия дает возможность получить уравнения подобия для двух насосов, обозначенных индексами 1 и 2 152] [c.21]

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]

Значение теории заключается в том, чтобы намечать и указывать, какое влияние будут иметь те или иные изменения, вносимые в конструкцию проверенных опытным путем рабочих колес, всасывающих камер и нагнетательных отводов. [c.37]

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]

Рис. 42. Схема распределения относительных скоростей в потоке между лопастями внутри рабочего колеса по струйной теории.

Книга посвящена аэродинамическим явлениям, происходящим в компрессорных машинах центробежного типа, а также аэродинамическому расчету этих машин. Кратко иэложены физические основы теории подобия в приложении к трубомашинам. Рассмотрены теория работы и метод расчета рабочих колес центробежных машин. Приводятся аналитический и экспериментальный материал о влияний ряда факторов на работу колес, а также отечественный и зарубежный материал о влиянии степени диффузорности потоков в каналах колеса, аналитический и экспериментальный материал о работе безлопаточных и лопаточных диффузоров. Рассматривается работа компрессоров на нерасчетных режимах. Анализируются условия повторяемости характеристик модулируемых машин. Даются рекомендации по приближенному пo t,бy моделирования. [c.2]

Однако теория, а также и эксплуатационная практика показывают, что гидравлический и механический к. п. д. геометрически подобных турбин разных размеров имеют существенные различия, вследствие чего отличаются и приведенные величины для данного режима работы турбины. Указанное обстоятельство становится весьма важным на современном этапе гидротурбиностроення, когда, как правило, эксперимент проводится на моделях, имеющих диаметр рабочего колеса 250—1000 мм, большей частью 400—500 мм, при рабочих напорах от 1 до 5 ж, а натурные турбины строятся с диаметром рабочих колес до 10—10,5 м и для высоких рабочих напоров. [c.106]

Строителям-гидротехникам в их практической деятельности по проектированию и возведеиию гидротехнических сооружений, гидроэлектрических и насосных станций всегда приходится сталкиваться с необходимостью использования насосов и гидротурбин. Это определило и структуру книги, и подход к рассматриваемым вопросам, и подбор помещенных материалов. Основное внимание уделено типам и конструкциям гидротурбин и лопастных насосов, их характеристикам и способам подбора с учето1м реальных условий экотлуатации. Теория рабочего процесса, т. е. кинематика и динамика движения жидкости в насосах и гидротурбинах, излагается в таком объеме, который необходим для понимания условий их работы и для обоснования основных расчетных зависимостей. Ни методы проектирования формы рабочих колес и других элементов турбин и насосов, ни вопросы их проч ностных расчетов, ни вопросы технологии изготовления, интересующие опециалистов-механи-ков, здесь не рассматривается. [c.3]

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]

Угол отставания потока ар = Р2р — 2 во вращающейся радиальной решетке мо ет возникать по двум причинам. Во-первых,, отставание потока в неподвижных радиальных или осевых решетках объясняется свойством решеток несколько недокручи-вать поток. Как показывают теория и эксперимент, при сильно-загнутых назад лопастях Ргр= (20- 30)° и обычных для рабочих колес значениях относительного шага /ср 0,4- 0,5 угол отставания потока невелик (Тр (1- -2)°. Однако в случае загнутых вперед лопастей он может достигать заметной величины (10ч--ь15)°. Приближенно оценить угол отставания потока в неподвижной радиальной решетке позволяет эмпирическая формула,, полученная Хоуэллом для осевых решеток [3] [c.42]

Влияние скорости потока на интенсивность изнашивания. Согласно изложенной энергетической.теории абразивного изнашива-аия, интенсивность этого процесса зависит от скорости абразивных частиц относительно изнашиваемой поверхности, т.е. от относительной скорости потока в межлопаточном канале. Из рис. 7 видно, что при одинаковых диаметрах рабочих колес относительная скорость меньше, если лопатки загнуты назад. Это подтверждают результаты эксплуатации. Так, после реконструкции серийно изготовляемых дымососов с лопатками, загнутыми вперед (заменой лопаток на загнутые назад), устанавливаемых в газо-отводящих трактах котлов, сжигавших высокозольное топливо, срок службы колес заметно возрастал (в 1,5—3 раза). Для реконструкций использовались аэродинамические схемы 0,55-40, ДП-2, 0,7-132 и др. [c.53]

Следует отметить принципиально новый подход к расчету прогнозирования износа рабочих колес, основанный на теории размерности [ 1]. Однако в стремлении упростить полз ченные ре льтаты, пренебрегли влиянием таких факторов, как форма исходных абразивных частиц, начальное количество движения абразивной струи и прочность материала. Это несколько снижает цешость такого подхода, развитие которого в дальнейшем может дать надежный метод математического прогнозирования величины износа рабочих колес дымососов. [c.55]

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]

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]

Как уже указывалось выше, при изложении основных понятий мы будем пользоваться так называемой одноразмерной теорией, в которой предположено, что движение всей массы жидкости в рабочем колесе может быть уподоблено движению одной элементарной струйки, точно так же, как это принимается в общей гидравлике при выводе уравнения Бернулли в применении к потоку конечных поперечных размеров. В окончательные выводы, естественно, будет вноситься при этом неточность тем большая, чем больше скорость к аждой отдельной частицы будет отличаться от той средней, которая принимается в одноразмерном движении. [c.26]

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 неразрыврюсти. Такое допущение составляет основу элементарной струйной теории. Основателем этой теории был член Петербургской академии наук Леонард Эйлер (1707—1783). Эта теория, послужила основой для создания центробежных гидравлических насо- сов, 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 вре- [c.50]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология