Теоретическая подача центробежного насоса

Теоретическая подача центробежного насоса определяется выражением [c.142]

Одноступенчатый двухпоточный центробежный насос типа N0 300/450/100 имеет симметричную проточную часть рабочего колеса и направляющего аппарата. Гидравлическое осевое усилие теоретически уравновешено соответствующая замена рабочего колеса и направляющего аппарата дает возможность применить определенный тип насоса к конкретным условиям эксплуатации. Установка направляющего аппарата перед спиральным корпусом значительно уменьшает радиальные усилия, чем гарантируется работа насоса в широком диапазоне подач с незначительной вибрацией. Номинальные параметры насоса V = 1600 -г- 2200 м ч Н = 250 4-. 230 м п = 2980 1/мин. [c.240]

Теоретическая подача центробежного насоса [c.15]

Теоретическую подачу центробежного насоса можно вычислить по уравнению неразрывности потока [c.15]

Угол р2 в центробежных насосах всегда меньше 90°. Рекомендуется принимать угол Ра равным 15—45°. При анализе влияния угла Ра на рабочие характеристики центробежных насосов установлено, что снижение теоретического напора за счет изменения угла выхода лопаток р 2 не превышает 3,5% от напора, создаваемого насосом, поэтому за теоретическую характеристику центробежного насоса с известной погрешностью можно принять прямую, параллельную оси подач Q и отсекающую на оси ординат отрезки, соответствующие действительным напорам. [c.41]

Для определения теоретической подачи бт (м /с) центробежного насоса используется уравнение расхода [c.973]

Ввиду того, что по формуле (40) определяется теоретическая подача насоса м /с, необходимо рассчитать действительную подачу с учетом объемных потерь. Для этого принимаем, что перетечки через зазор между шнеком и кожухом насоса должны составлять не белее 5%, а потери от центробежного эффекта - 2% теоретической подачи насоса, т.е. суммарные объемные потери [c.66]

Производительностью или подачей Q насоса называется ко-> личество жидкости, прокачиваемой насосом в единицу времени. Производительность измеряется в м 1сек, м 1ч, л сек и т. д. Теоретическая подача центробежного насоса определяется выражением [c.142]

Высокие напоры достигаются установкой нескольких колес последовательно одно за другим. Каждое колесо подает жидкость соседнему колесу и преодолевает, таким образом, часть полного напора. Так как теоретически число колес, устанавливаемых одно за другим, может быть неограниченным, то и напор, достигаемый при помощи центробежных насосов, тоже беспределен. В действительности же выполнены установки с высотой подачи до 2500 м. Такие насосы высокого давления с несколькими колесами, расположенными одно за другим на одном общем валу в одной камере, называются многоступенчатыми, или многокамерными, насосами. [c.18]

Рассмотрение вопроса о гидравлических потерях в центробежных насосах показывает прежде всего недостаточное освещение физической стороны процесса образования этих потерь, невозможность их учета теоретическим путем и недостаточность опытных исследований. Формулы (2.20)—(2.22) не дают-основания для установления зависимости гидравлического к. п. д. при прочих равных условиях от подачи насоса, а скорее, наоборот, показывают, что с изменением подачи гидравлический к. п. д. остается постоянным. [c.22]

Таким образом, точное теоретическое и экспериментальное определение гидравлических потерь в центробежном насосе в настоящее время невозможно. Учет гидравлических потерь производится на основании выбора гидравлического к. п. д. насоса. Во всех случаях гидравлический к. п. д. рассматривается только для оптимальных подач и напора и нет данных об изменении гидравлического к. п. д. от подачи насоса. [c.23]

В гл. 3 даются результаты исследований центробежных насосов, которые исходят из постоянства гидравлического к. п. д. насоса, численно равного отношению теоретического напора при работе насоса на нулевой подаче при ( == 0) к напору насоса при бесконечном числе лопастей Я оо, определяемого по формуле Л. Эйлера для этого случая (при Q = 0), т. е. [c.23]

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]

Теоретическую подачу Qt, м /ч, лопастного, в том числе и центробежного, насоса можно вычислить по уравнению неразрывности потока [c.26]

Теоретическую производительность, или подачу, центробежного насоса (в м 1сек) можно найти по формуле [c.1766]

При перекачке реальной жидкости, обладающей вязкостью, действительные рабочие характеристики будут отличаться от теоретических на величину потерь напора в колесе насоса. Рабочие действительные характеристики Q — Я, Q — N ш Q — т] центробежных насосов получают на заводских испытательных стендах при постоянной частоте вращения вала насоса, изменяя подачу воды путем дросселирования задвижкой напорного патрубка. На рис. 3.1 видно, что действительные (при перекачке воды) напорные характеристики Q — Я у центробежных насосов могут быть двух типов нисходящие 3, когда максимальный напор соответствует напору при закрытой задвижке Яр, и восходящие 4, когда максимальный напор Я ах насоса наступает при некоторой подаче, отличной от нуля. [c.40]

В соответствии с этим различают, помимо теоретической, фактическую (эффективную) подачу насоса (Qэф) под которой понимают подачу жидкости насосом при определенных значениях перепада давления Ар, частоте вращения п и при прочих условиях, влияющих на объемные потери в насосе. Величина фактической подачи (( эф) будет меньше расчетной (С ) на величину объемных потерь = Q — Сэф. которые возникают в результате перетекания (утечек) жидкости под действием перепада давления из рабочей полости в нерабочую (АСх), а также потерь (АС а)- обусловленных неполным заполнением рабочих камер жидкостью при проходе их через зону всасывания вследствие гидравлического сопротивления входных каналов, кавитационных процессов и выделения воздуха, а также действия, в ряде случаев, на жидкость центробежных сил. [c.77]

Однако зависимость (6.5) не отражает действительного характера течения во многих конструкциях центробежных насосов при расчетном режиме R теоретически становится равной нулю, но практически и при расчетной подаче полная симметрия потока около колеса отсутствует, вследствие чего / 0. [c.239]

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]

Площадь живого сечения потока на выходе нз рабочего колеса центробежного насоса можно вычислить (без учета стеснения его лопастями) как боковую поверхность цилиндра диаметром, равным диаметру колеса D2, и высотой, равной ширине канала колеса 2, т. е. F—jiD2b2. Скорость потока, нормальная этой поверхности, — меридиональная скорость t-v=wsin 2- Если принять, что в рабочем колесе имеется бесконечно большое число бесконечно тонких лопастей, то эта скорость во всех точках цилиндрической поверхности будет одинаковой и равной средней скорости на выходе (и2г=иср). Подставляя полученные значения F и U p в уравнение расхода, получим формулу для определения теоретической подачи насоса [c.18]

Теоретические характеристики получают, пользуясь основными уравнениями центробежного насоса, в которые вводят поправки на реальные условия его работы. На работу насоса влияет большое число факторов, которые трудно, а иногда и невозможно учесть, поэтохму теоретические характеристики насоса неточны и ими практически не пользуются. Истинные зависимости между параметрами работы центробежного насоса определяют экспериментально, в результате заводских (стендовых) испытаний насоса или его модели. Насосы испытывают на заводских испытательных станциях. Методика испытаний насосов установлена ГОСТ 6134—71. Для испытания насос устанавливают на стенде, оборудованном аппаратурой и приборами для изм ерения расхода, давления, вакуума и потребляемой мощности. После пуска насоса подачу регулируют изменением степени открытия задвижки на напорной линии. Таким образом устанавливают несколько значений подачи и измеряют соответствующие этим значениям величины напора и потребляемой мощности. [c.50]

Повышение напора может быть также достигнуто уменьшением угла 2. Теоретически произведение мзИгСоз аг имеет максимум при аг=0, однако практически [см. уравнение (2.22)] это означает прекращение подачи. Поэтому при конструировании рабочих колес центробежных насосов обычно принимают а2==8. . 12°. [c.36]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология