Потери в лопастном колесе

Схема распределения мощности в лопастном насосе показана на рис. 2.5. Как видно, мощность насоса Ы, подводимая к валу, больше внутренней мощности, передаваемой от вала к лопастным колесам, на величину мощности трения в сальниках и подшипниках (механические потери). Эти внешние потери учитываются механическим к. п. д. "Пм = NJN. [c.36]

В свою очередь, мощность лопастных колес больше полезной мощности на величину внутренних потерь, имеющих гидравлический характер. [c.36]

Различают четыре вида внутренних потерь дисковые потери трения на внешних поверхностях лопастных колес и поверхностях [c.36]

Дисковые потери можно определить достаточно точно при вращении в насосе лопастного колеса, залитого парафином. Они зависят от характера движения жидкости в пространстве между колесом и корпусом. При вращении колеса, залитого парафином, характер этого течения изменяется незначительно. [c.37]

Потери гидравлического торможения (или потери на рециркуляцию) возникают при незначительных подачах насоса, когда часть жидкости, вышедшей из лопастного колеса, вновь входит в него, а при входе в колесо часть потока выбрасывается обратно в область всасывания. Это ведет к возрастанию касательных сил на поверхностях О а 2 (см. рис. 2.4), увеличивая момент взаимодействия лопастного колеса с жидкостью. Потери гидравлического торможения рассматриваются как разновидность дисковых потерь, хотя, как это следует из вывода уравнения Эйлера, могут быть отнесены также к категории гидравлических. [c.38]

Объемные потери. Среди этого вида потерь главное значение имеют потери при перетеканиях жидкости через переднее уплотнение лопастного колеса. В многоступенчатых насосах жидкость перетекает через зазоры между валом и перегородками (диафрагмами), разделяющими ступени, а также через гидравлическую пяту. Расход перетекающей жидкости определяют опытным путем, для чего предварительно строят график зависимости расхода жидкости через уплотнение от перепада давления. Имея такой график, по перепаду давления в уплотнении, замеренному во время работы насоса, можно определить искомый расход [c.38]

У турбинных мешалок перемешивающим устройством является лопастное колесо (турбинка), аналогичное рабочим колесам центробежных насосов с прямыми или загнутыми лопастями. Турбинки могут быть открытыми или закрытыми. По характеру работы открытые турбинки мало отличаются от лопастных мешалок. Закрытые турбинки, помещенные в корпус, создают более упорядоченную циркуляцию жидкости в мешалке, особенно при наличии направляющего аппарата, и способствуют тому, что струи жидкости, всасываемые в центре корпуса и выбрасываемые по периферии, достигают самых отдаленных частей мешалки. Изменение направления потока с вертикального на радиально-горизонтальное сопровождается минимальными потерями кинетической энергии. Частота вращения турбинок лежит в пределах 400+2000 об/мин. [c.446]

Нарушение взаимного положения подвижных деталей механизмов относительно неподвижных, возникающее при выходе из строя подшипника, приводит к их соударению, что в свою очередь способствует образованию искр удара и трения. Искры, попадая в высушиваемый материал, могут стать источником его зажигания. Так, выход из строя подшипника центробежного вентилятора может привести к ударам его лопастного колеса о входной патрубок кожуха, зазор между которыми для уменьшения непроизводительных потерь давления составляет менее 1 % диаметра колеса. [c.213]

От пропускной способности спирального участка отвода зависят потери в лопастном колесе при работе насоса в различных режимах. [c.75]

Трудно точно оценить потери собственно в отводе, так как работа лопастного колеса и отвода взаимосвязана и дополнительные потери могут возникнуть из-за несоответствия расчетных режимов колеса и отвода. При экспериментальной оценке потерь составляют баланс энергии насоса, рассмотрение которого дает возможность сделать следующие выводы [c.76]

Жидкость от поверхности разделения с газовой средой до поступления в лопастное колесо насоса движется за счет потенциальной энергии. Расходование потенциальной энергии жидкости на поступление ее во всасывающую воронку колеса и потери энергии на преодоление трения и различного рода сопротивлений всасывающего трубопровода ведут к уменьшению потенциальной энергии жидкости и, при известных условиях могут вызвать кавитацию. Максимально достижимая геометрическая высота всасывания Яве часто ограничивается возникновением кавитации в насосе. [c.115]

Приведенные выше выражения (11.27), (11.28) и (11.29) дают значение давления, развиваемого лопастным колесом при отсутствии потерь. В действительности при движении жидкости в нагнетателе происходят различные. потери, которые учитываются коэффициентом полезного действия (к.п.д.), характеризующим отношение полезной (теоретической) мощности Л/ т к мощности затраченной [c.27]

Гидравлические потери. Часть энергии, получаемой потоком от лопастного колеса, затрачивается на преодоление гидравлических сопротивлений при движении-потока внутри насоса. Действительный напор насоса [c.20]

Объемные потери. Паразитные течения (утечки) внутри насоса в уплотнениях лопастного колеса и в системе уравновешивания осевого давления ведут к уменьшению подачи насоса Q по сравнению с подачей лопастного колеса С, Объемные утечки [c.20]

Механические потери. Часть энергии, получаемой насосом от двигателя, расходуется на преодоление механического трения внутри насоса. В насосе имеют место трение наружной поверхности лопастного колеса и других деталей ротора о жидкость (дисковое трение) трение [c.21]

Уравнение (2. 56) отличается от выражения (2. 39) тем, что оно относится не к потоку в целом, а к каждой струйке в отдельности. В то же время оно справедливо лишь с точностью до величины гидравлических потерь в лопастном колесе для отдельных струек. В насосах, как правило, Ущ = = О, что делается в целях увеличения допустимой высоты всасывания и повышения напора колеса. Тогда [c.45]

Потери в лопастном колесе [c.143]

В то же время для анализа гидравлических потерь в машине совершенно необходимо расчленение общего эффекта потерь на составляющие. Как указывалось в п. 12, наименьшего взаимного влияния элементов проточной части лопастной машины следует ожидать на режиме, обеспечивающем установившееся относительное движение в лопастном колесе и абсолютное — в элементах проточной части корпуса. Такой режим является расчетным. На других режимах, очевидно, будет иметь место неустановившееся движение и соответствующие ему гидравлические потери. [c.143]

Следуя этой классификации, остановимся сначала на физической картине возникновения потерь в лопастном колесе, а затем — в проточной части корпуса. [c.143]

Потери трения и вихреобразования при установившемся относительном движении в лопастном колесе. Потери трения в каналах лопастного колеса сильно зависят от шероховатости стенок и для очень гладких поверхностей могут быть сведены к весьма малым значениям. Определение потерь на трение в каналах колеса по среднему значению относительной скорости можно признать правильным лишь при определенном соотношении значений относительной скорости потока ш и угловой скорости [c.143]

Потери вихреобразования при движении жидкости в лопастном колесе могут иметь место вследствие ряда причин. [c.144]

Потери неустановившегося движения в лопастном колесе. Остановимся на вихреобразовании в условиях неустановившегося относительного движения. Для обеспечения установившегося относительного движения поле скоростей и давлений в сечениях потока до и после колеса должно быть осесимметричным. В противном случае граничные условия для какой-нибудь лопасти колеса будут претерпевать при повороте колеса циклические изменения. В действительности даже при наиболее [c.145]

Потери гидравлического торможения. При уменьшении подачи лопастного колеса нарушается соответствие формы элементов проточной части корпуса насоса характеристике потока при входе и выходе из лопастного колеса. Вследствие этого турбулентность потока в области перехода из колеса в корпус резко возрастает, что ведет к усиленному обмену количеств движения частиц жидкости, находящихся в области лопастного колеса, и частиц, расположенных в области проточной части корпуса. При более значительном снижении подачи возникают противотоки так, [c.147]

Только часть гидравлических потерь, возникающих в лопастном колесе, следует относить собственно к свойствам, присущим колесу, — это потери трения и вихреобразования установившегося относительного движения. Потери же вихреобразования неустановившегося движения и мощность гидравлического торможения относятся к взаимодействию колеса с в неш-ними областями проточной части корпуса насоса. [c.148]

Потери в проточной части корпуса насоса следует также рассматривать под углом зрения механики вязкой жидкости. Однако вследствие отсутствия переносного движения обстоятельства там складываются проще, чем в лопастном колесе, и потери могут быть легче сравнимы с относительно лучше изученными потерями в неподвижных каналах той или иной формы. [c.148]

Категории механических потерь. Мош,ность, получаемая насосом от двигателя, больше мощности, передаваемой лопастными колесами потоку жидкости, на величину потерь на трение Различают три основные категории механических потерь в насосе [c.163]

Приведенные значения т] в функции от и выражение (6. 30) показывают, что лопастные колеса с коэффициентом быстроходности ниже 60 не экономичны в силу больших-потерь на дисковое трение. В области от [c.177]

Для разделения в корпусе насоса полостей низкого и высокого давления предусмотрен узел уплотнения лопастного колеса, который образован кольцевыми выступами на дисках лопастного колеса и защитными уплотняющими кольцами, закрепленными винтами. Зазор в узле уплотнения не должен быть более 0,3 мм. Превышение этой величины приводит к увеличению объемных потерь и снижению КПД насоса. [c.80]

Каналы, подводящие поток к лопастному колесу, оказывают значительное влияние на работу ГЦН. Основная задача при расчете подводов сводится к обеспечению минимальных потерь в проточной части патрубка и к снижению неблагоприятного влияния патрубка на работу колеса, т. е. к получению равномерного поля скоростей на входе в колесо. Известно, что невыполнение этого условия значительно ухудшает работу насоса, что выражается в снижении подачи, напора, КПД и уменьшении всасывающей способности колеса. [c.232]

В отличие от насосов рабочие колеса в компрессоре могут быть неодинаковыми по диаметру и по форме. Обычно наружный диаметр колеса уменьшается с увеличением порядкового номера секции внутри секции колеса имеют, как правило, одинаковый диаметр, но могут отличаться шириной каналов в меридиональном сечении (в частности, отношением Ь Ю ) Это объясняется следующими причинами. Если диаметры и тип лопастного аппарата у всех колес в одном корпусе выполнять одинаковыми, что удобно технологически и удешевляет изготовление машины, то, поскольку объем протекающего газа уменьшается, а меридиональная скорость сохраняется постоянной, последние колеса окажутся чрезмерно узкими (Ь /О мало), что приведет к росту аэродинамических потерь и снижению к. п. д. Если же диаметры при переходе от первой секции к последующим уменьшаются, то получают приемлемые значения и в последних ступенях. [c.188]

Точки 3 н 6 расположены на общей изоэнтальпе, поскольку на участке 3—6 подвод теплоты и работы извне отсутствует. Наклон линий 1—2 и 3—6 обусловлен внутренним теплопритоком, возникающим вследствие потерь 1 2 в лопастном аппарате рабочего колеса и /з б в диффузоре и обратном направляющем аппарате (ОНА). [c.198]

Как указывалось, проточная часть лопастных насосов состоит из трех основных элементов подвода, рабочего колеса и отвода (рис. 3-1). По подводу жидкость подается в рабочее колесо из подводящего трубопровода. Подвод должен обеспечить осесимметричный поток на входе в колесо. Если осевая симметрия потока у входа в колесо отсутствует, то треугольники скоростей и, следовательно, углы наклона относительной скорости (см. рис. 3-2) различны для разных точек входного сечения потока, расположенных на одинаковом расстоянии от оси колеса. В этом случае при любой установке входного элемента лопатки на некоторых струйках получаются чрезмерно большие углы атаки , приводящие к срыву потока с лопатки. Это вызывает дополнительные гидравлические потери и местное снижение давления, в результате которого уменьшается допустимая высота всасывания насоса (см. 3-5). [c.199]

В лопастном насосе паровая кавитация возникает на лопатке рабочего колеса обычно вблизи ее входной кромки. Давление здесь значительно ниже, чем давление во входном патрубке насоса из-за местного возрастания скорости при натекании на лопатку и из-за гидравлических потерь в подводе. [c.238]

В лопастном насосе механические потери мощности складываются из дисковых потерь и потерь в сальниках и подшипниках. Дисковые потери пропорциональны разности Р — Р показаний балансирного электродвигателя при вращении рабочего колеса, залитого парафином, в воде и в воздухе. Погрешность величины Р — Р определяется лишь неточностью измерения и не зависит от погрешности регулирования балансирного электродвигателя (последняя входит одинаковым слагаемым в величины Р п Р я при определении их разности исключается). Следовательно, [c.253]

В насосах весь напор преобразуют в приращение потенщ1аль-ной энергии (энергии давления), так что кинетическая (скоростная) энергия потока после лопастного колеса должна быть преобразована в давление в спиральной камере или в направляющем аппарате и затем в диффузоре (коническом расширителе). Так как превращение кинетической энергии потока в давление в расширителях является процессом, связанным с потерями, то выгод- [c.136]

Очертание линии полного давления р— зависит, с одной стороны, от полного давления, создаваемого лопастным колесом вентилягора, а с другой—от тех потерь, которые приходится преодолевать пот01ку внутри вентилятора. При этом чаще всего потери в вентиляторе возрастают с увеличением расхода. [c.52]

По уравнениям (3. 32), (3. 3 ), (3. 3 и (3. 40) составим таблицу (табл. 3) и гр ик зависимости Я , На, Я и д от о а- Легко видеть, что при значении 8 >2 Я > Я , т. е. динамическая составляющая напора превышает значение теоретического напора. При Уца= 2, Я = О — потенциальный напор равен нулю. Поэтому таблицу и график составляем в границах изменения у 2 от О до 2. Из таблицы видно, что наибольшее значение коэффициента теоретического напора Н достигается при и а = = 2. Однако при этом весь напор, создаваемый колесом, выражается в приращении кинетической энергии потока потенциальный напор и коэффициент реакции при этом равны нулю. Такого типа лопастные колеса обычно не находят применения в насосостроении, так как преобразование кинетической энергии потока в давление сопряжено с потерями. В вентиляторостроении, когда нет необходимости преобразования кинетической энергии в давление, этот тип проточной части получил распространецие. При заданном значении напора возникает возможность уменьшить наружный диаметр колеса и тем самым снизить напряжение в материале колеса от действия центробежных сил. Для центробежных насосов характерным [c.82]

Наибольшее значение коэффициента теоретического напора Н достигается при Сц2 = 2. Однако при этом весь напор, создаваемый колесом, выражается в приращении кинетической энергии потока статический напор и коэффициент реакции при этом равны нулю. Такого типа лопастные колеса обычно не находят применения в насосострое-нии, так как преобразование кинетической энергии потока в давление сопряжено с потерями. Для центробежных насосов характерным является значение Vu2 = 0,5 при этом три четверти напора создаются в колесе за счет увеличения потенциальной энергии. [c.27]

Контролы1ые кипятильники или стабилизаторы представляют собой большие железные сосуды цилиндрической формы с мешалкой. пропеллерного типа, служащей для перемешивания ни-троцеллюлозной массы лучше всего производить перемешивание посредством лопастных колес, расположенных на манер колеса центробежного насоса у самого дна. Емкость такого аппарата от 6 до 30 и он может быть также использован для смешения частных партий, полученных при разных операциях. Воду сливают декантацией, благодаря чему потерь не. происходит. Обычно кипячение длится 3 часа, и вода сменяется до тех пор, пока не будет достигнуто так называемое предельное состояние Вилл я, т. е. до тех пор, пока при продолжительно.м нагревании пробы при. высокой температуре в равные промежутки времени будет выделяться равное количество окислов азота. (Не достигнувшая предельного состояния, не [c.208]

При отклонениях от зависимость коэффициента потерь в отводе имеет вид, показанный на рис. 60. Обратим внимание на отличие этой зависимости от экспериментального графика, используемого при расчете лопастных насосов [3]. Объясняется это тем, что при расходах через дисковый насос, меньших расчетного, падают гидравлические потери в колесе, чем частично компенсируется увеличение потерь в отводе. В лрпастном насосе при-аналогичной ситуации потери возрастают и в колесе, и в отводе. [c.72]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология