Гидравлические потери в осевом насосе

В осевых насосах определение потерь в проточной части машины благодаря их взаимосвязанности сопряжено с большими трудностями. Наличие зазора между лопастями колеса и стенкой камеры, в которой установлено колесо, приводит к протеканию потока с рабочей стороны на нерабочую, что вызывает разрушение структуры потока и возникновение добавочных гидравлических потерь. Поэтому в осевой машине следует отдельно, вне обшего к. п. д. машины, рассматривать гидравлические потери внутри насоса эти потери и будут характеризовать качество машины. Потери на трение в подшипниках и уплотнениях и внешние объемные потери надо определять отдельно от гидравлических сопротивлений. Поэтому при составлении баланса мощности следует учитывать только внутренние гидравлические потери, которые разделяются на профильные, концевые и щелевые. [c.66]

Подвод обеспечивает плавное изменение скорости жидкости перед входом в колесо с минимальными гидравлическими потерями и осесимметричное поле входной скорости, необходимое для создания установившегося потока в колесе. Для одноступенчатых насосов с односторонним всасыванием осевой подвод (рис. 1.4, и) является предпочтительным из-за простоты и эффективности. Наличие в подводе колена с небольшим радиусом кривизны приводит к ухудшению действия подвода. Боковой подвод применяется в насосах с двусторонним входом и в горизонтальных многоступенчатых насосах с проходным валом. Однородное поле скоростей при входе в колесо обеспечивает полу-спиральная или сердцевидная форма канала (рис. 1.4, к). [c.15]

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]

Кроме того, наличие окружной составляющей скорости уменьшает относительную скорость жидкости на входе что снижает гидравлические потери в колесе и увеличивает допустимую высоту всасывания. Сечения подвода подбирают так, чтобы скорость жидкости, начиная от входного патрубка, постепенно увеличивалась, т. е. подвод конструируется по принципу конфузора. Это способствует выравниванию скоростей. В результате нарушение осевой симметрии потока у входа в рабочее колесо при спираль-пом подводе получается значительно меньшим, чем при кольцевом подводе. Поэтому такой тип подвода находит в настоящее время широкое применение в насосах двустороннего входа (см. рис. 3-16) и многоступенчатых насосах спирального типа (см. рис. 3-17). В отличие от остальных типов подводов спиральный подвод создает окружную слагающую скорости на входе + 0. [c.201]

Резкое возрастание напора и мощности осевого насоса при малых подачах обусловлено тем, что при нерасчетных подачах напор на разных радиусах различен. Вследствие этого при малых подачах возникает на Части колеса обратное движение жидкости из отвода в рабочее колесо. Многократное прохождение жидкости через колесо приводит к дополнительной передаче ей энергии от лопастей. Однако этот процесс сопровождается увеличенными гидравлическими потерями. , [c.197]

О — С, канал отклоняется от плоскости, перпендикулярной оси насоса, и уходит в осевом направлении, соединяя диффузор с обратными каналами, по которым жидкость с малой закруткой подводится к рабочему колесу следующей ступени. Направляющие аппараты с непрерывными каналами имеют меньшие гидравлические потери, чем направляющие аппараты с безлопаточным кольцевым пространством, и благодаря этому постепенно вытесняют последние. [c.240]

НОСТИ И изменяется в соответствии с рис. 10-8, а. Рабочие колеса осевых насосов обычно имеют отъемные лопасти, колеса центробежных насосов, как правило, цельнолитые (бронзовые, чугунные, стальные). Поскольку относительная скорость обтекания жидкостью рабочего колеса весьма велика, то с целью уменьшения гидравлических потерь и повышения к. п. д. они должны быть тщательно обработаны и иметь гладкую поверхность. [c.226]

Важным элементом многоступенчатого секционного насоса является направляющий аппарат, через который вода поступает к входному отверстию рабочего колеса следующей ступени. Основное назначение этого аппарата— снизить до минимума гидравлические потери и обеспечить осевой подход потока к рабочему колесу (без закрутки). Направляющий аппарат состоит из двух систем лопаток направляющих 12, расположенных непосредственно за рабочим колесом (сечение /-/ на рис. 9-12 и 9-13), и обратных 13 (сечение //-//). [c.331]

Рабочее колесо является основным элементом насоса, так как в нем собственно и происходит преобразование энергии, получаемой от двигателя,. в энергию перекачиваемой жидкости. Форма рабочего колеса в основном зависит от величины его коэффициента быстроходности а и изменяется в соответствии с рис. 3-19. Рабочие колеса осевых насосов обычно имеют отъемные лопасти, радиально-осевые колеса центробежных насосов, как правило, цельнолитые (бронзовые, чугунные, стальные). Поскольку относительная скорость обтекания жидкостью рабочего колеса весьма велика, то с целью уменьшения гидравлических потерь и повышения к. п. д. они должны быть тщательно обработаны и иметь гладкую поверхность. У мелких насосов, имеющих очень узкие каналы, осуществить такую обработку нелегко и иногда попадают образцы с грубо шероховатой поверхностью, что нельзя признать допустимым. [c.335]

Другой разновидностью лопастных насосов являются пропеллерные (осевые) насосы, применяемые для перемещения больших количеств жидкости (до 25 м /с и более) при малых напорах (до 0,15 МПа). Рабочее колесо осевого насоса (см. рис. 3.1, ж) состоит из втулки с лопатками винтового профиля, закрепленной на валу. При вращении колеса лопатки сообщают жидкости движение не в радиальном направлении, как у центробежных насосов, а в осевом. Для уменьшения окружной (вращательной) скорости жидкости (а следовательно, и гидравлических потерь) перед нагнетательным трубопроводом устанавливается направляющий аппарат с продольными ребрами. КПД осевых насосов (по мощности) достигает 0,9 и выше. [c.297]

Д.1И создания циркуляции раствора в реакторах, выпарных аппаратах и кристаллизаторах применяют осевые встроенные насосы типа ОХ. Они, как правило, должны обеспечивать большие подачи при очень малых напорах, которые определяются только суммой гидравлических потерь в системе. [c.22]

Осевая нагрузка даже для одноступенчатого насоса представляет обыкновенно значительную силу. Таким образом, для восприятия осевого давления потребовались бы большие механические подшипники, поглощающие значительное количество полезной работы насоса на непроизводительное трение. Для у.меньшения этой потери стремятся гидравлически уравновесить осевое давление на колесо, что достигается различными способами. Для [c.162]

В осевых насосах объемные и внутренние механические потери не могут быть с достаточной точностью выделены из общего баланса потерь, как это делается для центробежных насосов. Поэтому суммарные потери в зоне рабочего колеса относят к гидравлическим. Суммарные гидравлические потери в осевом насосе можно рассматривать состоящими из потерь на трение в рабочем колесе— /гр.р.к натре-ниев каналах выправляющего аппарата — на трение о корпус и втулку рабочего колеса — при преобразовании кинетической энергии в энергию давления в диффузоре (если он предусмотрен конструкцией) /1д ф на индуктивное сопротивление из-за перетекания жидкости в радиальном зазоре между лопастью и корпусом —/1 . [c.103]

Протечки жидкости через радиальный зазор обусловливают потерю энергии, аналогичную индуктивному сопротивлению, уменьшающему подъемную силу. Зазор обычно принимают равным б < 0,00Ш, что обусловливает потерю напора насоса h не более 1%. Гидравлический к. п. д. осевого насоса г]р = Н/(Н + /i ) = - 0,9-0,95. [c.104]

Неудовлетворительный водозабор затопленного вертикального насоса заставляет в некоторых случаях устанавливать осевые насосы наклонно. Это представляет особенно большой интерес при значительной подаче и малом напоре насоса. Уменьшение углов отводов уменьшает гидравлические потери в установке. [c.339]

При последовательной перекачке требуется соединить напорный патрубок насоса первой ступени со всасывающим патрубком насоса второй ступени и таким образом образовать один агрегат из двух насосов с двумя двигателями. Такое соединение при консольных насосах с осевым всасыванием, установленных параллельно в один ряд, требует устройства соединительного трубопровода сложной конфигурации с несколькими крутыми поворотами. Так как скорости выхода воды из напорного патрубка насоса достигают больших величин (5—6 м]сек), то при таком соединении получаются очень высокие потери напора. Для предотвращения этих гидравлических потерь целесообразно устанавливать насосы первой и второй ступеней под углом 90° один к другому и, используя возможность поворота улитки консольного насоса, соединять напорный патрубок первого насоса со всасывающим патрубком второго прямым участком трубы без поворотов и переходов (рис. 53). [c.113]

Относительные потери. Потери гидравлической энергии в осевом насосе можно представить суммой потерь в его основных элементах (подводе, колесе, аппарате и отводе). В относительных величинах [c.260]

На рис. 226 дана наиболее широко применяемая конструкция циркуляционного насоса. Уменьшение осевого габарита насоса получено применением крутого колена круглой формы. Увеличение крутизны колена ведет к росту гидравлических потерь. Одновременно растет неравномерность поля скоростей в колене, которая, в свою очередь, ухудшает работу лопастной системы насоса. [c.341]

Выше было показано, что формулы (2.14) и (2.15) позволяют определить густоту периферийных решеток профилей лопастей рабочего колеса при минимуме гидравлических потерь во всем колесе. Эти формулы хорошо отвечают всем высококачественным осевым насосам с = 500 -1400 при значениях отношений входящих в них коэ( ициентов а/с = 8,15 и Ыс = —15,0. [c.79]

На этом пути сделаны только самые первые шаги. Так, в ЛПИ кафедра гидромашин выполнила начальную часть работы гидравлический анализ потерь в различных компоновках осевых низконапорных насосов, предварительный выбор оптимальных типоразмеров насосов, оценку кавитационных качеств, составление прогнозных эксплуатационных характеристик осевых насосов. Эти расчетно-теоретические проработки требуют, конечно, лабораторных испытаний. Совместно с ЛМЗ проводятся пред-эскизные проработки, при этом учитывается некоторый опыт кафедры использования водной энергии ЛПИ по вопросам, связанным с проблемой переброски стока рек. [c.91]

Осевой вход характеризуется наименьшими гидравлическими потерями, однако конструктивно он не всегда удобен, так как увеличивает размеры насоса в осевом направлении. [c.10]

Осевой вход характеризуется наименьшими гидравлическими потерями, однако при изготовлении насосов с таким входом увеличиваются размеры насосов в осевом направлении, что не всегда удобно конструктивно. Боковой кольцевой вход создает наибольшие гидравлические потери, но обеспечивает компактность насоса и удобное взаимное расположение всасывающего и напорного патрубков. [c.13]

ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ В ОСЕВОМ НАСОСЕ [c.102]

Потери гидравлической энергии в осевом насосе можно представить суммой потерь в подводе /г , рабочем колесе Ьк, выправляющем аппарате ка и отводе /г . Эти потери в относительных величинах можно выразить формулой [c.102]

В корпусе / пропеллерного насоса (рис. 7-22) жидкость перемещается вдоль оси вала 2 с помощью рабочего колеса 3, по форме близкого к гребному винту. По выходе из колеса жидкость движется через направляющий аппарат 4, преобразующий ее вращательное движение в осевое. Гидравлические потери в таких насосах невелики. [c.212]

Осевая нагрузка даже для одноступенчатого насоса представляет обыкновенно значительную силу. Таким образом, для восприятия осевого давления потребовались бы большие механические подшипники, поглощающие значительное количество полезной работы насоса на непроизводительное тренпе. Для уменьшения этой потери различными способами стремятся гидравлически уравновесить осевое давление на колесо. Для уравновешивания одноступенчатых насосов рабочее колесо выполняют с двусторонним входом жидкости (см. рис. 97). [c.172]

Дисковые потери характерны для центробежных насосов и весьма незначительны для осебых (потери на трение втулки рабочего колеса осевого насоса, которые обычно относятся к гидравлическим). [c.113]

Лебедев Л. М. Условия минимума гидравлических потерь в направляющем аппарате осевого насоса. — Труды ВИГМа , 1964, вып. XXXIV, с. 3—8. [c.286]

Полуспиральный всасывающий подвод (рис. 51) применяется вместо осевого конического подвода или колена плавного очертания для уменьшения габаритов насоса в осевом направлении. Однако в этом подводе гидравлические потери больше, чем в осевом. Полуспиральный подвод находит в настоящее время применение в насосах двухстороннето входа и в многоколесных насосах спирального типа. [c.85]

Каналы для отвода потока должны, во-первых, обеспечивать осесимметричный поток жидкости при выходе из рабочего колеса и тем самым создавать условия для установившегося относительного движения в области колеса и, во-вторых, преобразовывать кинетическую Энергию потока, выходящего из колеса, в энергию давления. При этом проектирование отводящих каналов должно вестись так, чтобы указанный процесс преобразования кинетической энергии не нарушал осевой симметрии пото1 а при выходе из колеса. В противном случае возникнут дополнительные гидравлические потери и произойдет снижение к. п. д. насоса. Относительная величина напора, преобразуемого в отводящих каналах в давление, согласно уравнению (3. 31), равна [c.116]

Наличие такого рода потерь полностью подтверждается производственным опытом ЛМЗ им. XXII съезда КПСС. В процессе изготовления одного из секционных многоступенчатых насосов размер переводных каналов в секциях получился в отливке различным с одной стороны процентов на сорок уже, чем с другой. Подсчет гидравлических потерь в суженном канале, обусловленных повышением скорости потока, показал незначительную величину (порядка одйого процента от напора ступени). Измерения потерь давления в обратном канале показали удовлетворительное совпадение с расчетом. Однако общий к. п. д. насоса оказался сниженным до 54% против нормального значения (64%). Измерения распределения давлений в потоке показали резкое понижение гидравлического к. п. д. колеса. После замены дефектных секций с односторонне зауженными переводными каналами на секции с одинаковыми размерами всех каналов испытание насоса показало полное нормальное значение к. п. д. Этот пример наглядно показывает, насколько велико влияние асимметрии условий подвода потока к колесу на к. п. д. насоса. Высокое значение к. п. д. гидромуфт (96—98%), обладающих весьма примитивными формами проточной части, но в то же время полной осевой симметрией, также [c.146]

На рис. 64 изображен судовой циркуляционный осевой насос. Корпус насоса состоит из приемной части, снабженной аварийным патрубком, и напорной части, имеющей разъем в плоскости вала. Через аварийный патрубок осуществляется откачивание воды из трюма в случае его затопдения. Вал насоса охватывает обтекатель. Резиновый подшипник смазывается перекачиваемой водой. Благодаря применению крутого колена круглой формы уменьшается осевой габарит насоса, что очень важно в судовых условиях. Однако увеличение крутизны колена ведет к росту гидравлических потерь. Одновременно растет неравномерность поля скоростей в колене, что, в свою очередь, ухудшает работу лопастной системы насоса. Для улучшения работы насоса в отводящем колене установлено направляющее ребро. Вес ротора и осевая сила воспринимаются упорным подшипником двигателя. [c.114]

Поток жидкости, пройдя отверстие в конусе, растекается по всему сечению трубопровода не сразу, и на значительном расстоянии вниз по течению он занимает только часть сечения, причем непосредственно за конусом активное сечение потока продолжает уменьшаться, достигая на некотором удалении от нее минимальной величины. Поэтому при постановке конической перегородки на малом удалении от колеса насоса жидкость может натекать на лопасти колеса с той же, а может и с большей осевой скоростью, что и в выходном сечении конической перегородки. В этом случае можно ожидать отрицательных углов атаки в активном потоке, которые приведут к дополнительным гидравлическим потерям на входе в насос. Так как при удалении конической перегородки от колеса активный поток получает возможность расширяться, то, следовательно, опасность появления отрицательных углов атаки и связанных с ними потерь уменьшается, но при этом будут возрастать потери энергии в активном потоке на взаимодействие с обратными токами. Отсюда можно сделать вывод, что должно суихествовать оптимальное расстояние между конической перегородкой и колесом насоса. [c.294]

В корпусе 1 пропеллерного насоса (рис, 7-22) жидкость перемещается вдоль оси вала 2 с помощью рабочего колеса <5, по форме близкого к гребному винту. По выходе из колеса жидкость движется через направляющий аппарат 4, преобразующий ее вращательное движение в осевое. Гидравлические потери в таких насосах невелики. 2 Пропеллерные насосы быстроходны, компакт- ны, просты по устройству и пригодны для перекачивания очень больших количеств жидкостей (в том числе загрязненных) при небольших напорах. [c.212]

При блочной схеме обратные клапаны и задвилски па напорных линиях не ставят, задвижки устанавливают лишь на сливной линии конденсатора. Такая схема наиболее надежна и вместе с тем экономична благодаря тому, что гидравлические потери п системе сводятся к минимуму. Для возможности регулирования подави воды при блочных схемах устанавливают осевые насосы с поворотными лопастями, а при глубоком регулирова1П1Н — также и с двухскоростными двигателями. [c.110]

В осевых насосах объемные и внутренние механические потери не могут быть достоверно выделены из общего баланса потерь. Поэтому их объединяют с гидравлическими потерями, которые определяют специальными расчетами [19]. Ориентировоч" но гидравлические потери в осевом насо-се можно подсчитать по эмпирической зависимости Вислиценуса [c.19]