Основное уравнение насоса. Теоретический напор

Это уравнение, называемое основным уравнением центробежного насоса, получено Эйлером. Оно справедливо для расчета теоретического напора любых лопастных машин. [c.75]

Зависимость между производительностью Q и напором Я при постоянном числе оборотов п, выраженная графически, называется характеристикой насоса Q—-Я. Для теоретического определения характеристики Q—Я пользуемся основным уравнением центробежного насоса [c.40]

Полученные формулы, представляющие собой основное уравнение насосов, или уравнение Эйлера, применимы к лопастным насосам любого вида. Они имеют очень большое практическое значение, так как дают связь между теоретическим напором и кинематикой жидкости, протекающей через рабочее колесо. [c.197]

ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА. ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ НАПОР НАСОСА ПРИ БЕСКОНЕЧНО БОЛЬШОМ ЧИСЛЕ ЛОПАСТЕЙ [c.54]

Теоретический напор, развиваемый насосом, определяется приростом удельной энергии из основного уравнения центробежного насоса , выведенного впервые Эйлером и справедливого для любого типа центробежной машины [c.55]

Основное уравнение центробежного насоса. Теоретический напор насос [c.414]

Коэффициент теоретического напора. Представим значение Н в функции кинематических параметров потока, заменив значение теоретического напора Н по основному уравнению насоса (2. 57) [c.81]

Поскольку (uRi = и (uRi = и , из последней формулы находим выражение для теоретического напора, называемое основным уравнением центробежного насоса [c.119]

Основное уравнение центробежного насоса дает возможность определить теоретический напор. [c.17]

Абсолютная скорость с частицы, как и в центробежном насосе, складывается геометрически из скоростей переносного и относительного движения. Из основного уравнения теоретического напора центробежного насоса имеем [c.120]

Теоретический напор определяется также по основному уравнению лопастного насоса и приводится к виду [c.19]

Уравнение (3-9) является следствием основного уравнения лопастных насосов (3-5). Входящие в это уравнение окружные скорости рабочего колеса и, и Н2 и окружные составляющие абсолютной скорости жидкости и пропорциональны числу оборотов и линейному размеру насоса [соотношение (3-7)]. Поэтому теоретический напор насоса [c.142]

Задачи элементарной теории. Лопастное колесо является основным элементом насоса и в значительной мере предопределяет всю его конструкцию. Поэтому теория лопастного колеса занимает ведущее место в теории насосов. Основное уравнение лопастных машин (2. 39) позволяет свести задачу по определению напора лопастного колеса к определению приращения момента количества движения потока жидкости в колесе, т. е. свести задачу динамическую к кинематической. Но основное уравнение не устанавливает связи между формой и размерами лопастного колеса, с одной стороны, и создаваемым им изменением момента количества движения потока — с другой. Кинематическое исследование потока идеальной жидкости в области колеса на основе уравнений гидродинамики приводит в общем случае (п. 17) к неразрешенным до настоящего времени задачам. Движение реальной жидкости в области колеса в еще меньшей степени доступно исследованию теоретическим путем. Поэтому изучение движения жидкости в колесе производится на основе упрощенных теоретических схем явления с последующей корректировкой полученных результатов данными опыта. При расчете проточной части колес с часто расположенными лопастями (так, что между ними образуются каналы достаточной длины по сравнению с размерами поперечного сечения) основываются на элементарной струйной теории. Для расчета колес с редко расположенными лопастями, когда можно в первом приближении пренебречь их взаимным влиянием, допустимо использование теории и опыта обтекания единичного профиля. Таким образом, существуют две элементарные теории. Пригодность той или иной из них для расчета лопастного колеса определяется относительной величиной поправки на несоответствие результатов расчета данным опыта, а также устойчивостью значения поправки. Если теория удерживает главнейшие черты реального явления, то она является основанием для накопления и обобщения данных опыта. [c.73]

Для вывода основного уравнения центробежного насоса прибегаем к некоторым упрощениям. Принимаем, что работа, совершаемая насосом, происходит без гидравлических потерь (вязкостью жидкости пренебрегаем) и что рабочее колесо насоса имеет бесконечное число лопаток. В этом случае протекающий в рабочем колесе поток можно считать состоящим из элементарных струек, форма которых строго соответствует форме межлопаточного канала, а скорости во всех точках цилиндрических поверхностей определенного радиуса одинаковыми, т. е. пренебрегаем силовым воздействием лопатки, приводящим к циркуляции скорости вокруг профиля лопатки. Струйная теория дает возможность определить теоретический напор насоса. Если работу, переданную [c.15]

Из основного уравнения лопастных машин легко установить, что из-за воздействия момента УИ. . увеличивается общий крутящий момент на валу насоса, а момент взаимодействия лопастной системы с потоком не меняется. Поэтому и в этом случае теоретический напор определяется выражением (1.31). Подобное явление имеет место также в центробежных насосах и компрес- [c.22]

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]

Основное уравнение центробежного насоса показывает, что теоретический напор, развиваемый насосом, тем больше, чем больше окружная скорость на внешней окружности рабочего колеса, т. е. чем больше его диаметр, число оборотов и угол Ра (см. рис. 1.9), — чем круче расположены лопасти рабочего колеса. [c.15]

Зависимости (2.9) и (2.10) называются основными уравнениями лопастного насоса. Уравнения (2.9) и (2.10) выведены из условия пренебрежения силами трения, поэтому они отражают зависимость теоретического давления или напора, развиваемого насосом, от основных параметров рабочего колеса. [c.17]

Теоретический напор Н - колеса, пользуясь основным уравнением, можно определить, если известны скорости v 2, и Вычисление этих скоростей связано с исследованием поля скоростей в соответствующих сечениях потока. Движение жидкости в колесе насоса является трехмерным. Скорости жидкости по сечению потока изменяются по величине и по направлению. Задача аналитического определения местных скоростей жидкости в колесе насоса связана с известными трудностями. Поэтому при исследовании работы колеса насоса вводятся допущения, упрощающие характер движения жидкости в нем. [c.23]

Вывод ОСНОВНОГО уравнения лопастных насосов. Основное уравнение лопастных насосов, дающее возможность определить теоретический напор, выводится на основании уравнения моментов количества движения. [c.134]

Оценка порядка величин, входящих в уравнение (40), показывает, что коэффициент теоретического напора для дискового насоса с ламинарным течением в щелях определяется в основном первыми двум членами указанного выражения. Доля, вносимая остальными членами, составляет при р = ( п,ах несколько процентов ( 2,5%). Но так как насос должен работать при значениях коэффициента напора, возможно близких к единице, то коэффициент расхода следует выбирать намного меньше, чем >тах данном X. В этом случае влияние двух последних членов уравнения (40) на величину Я / становится еще меньшим (десятые доли процента) и ими можно пренебречь. Отсюда следует, что при нахождении величины сги при интегрировании выражения (18) можно ограничиться его первыми двумя членами. Это значит, что уже второе приближение итерационного решения, приведенного в п. 2, достаточно для расчета средней величины окружной составляющей абсолютной скорости при ламинарном течении жидкости в рабочей щели. [c.23]

Из основного теоретического уравнения центробежного насоса вытекает, как известно, следующее соотношение между числом оборотов, производительностью, развиваемым напором и мощностью [c.127]

При работе центробежных насосов на воде (vн 0,1 10 м с) действительная характеристика Q — Н отличается от теоретической на величину потерь напора в каналах колеса Н . Движение жидкости в каналах колеса носит сложный характер и поэтому потери энергии невозможно определить непосредственно, пользуясь основными дифференциальными уравнениями гидромеханики вязкой несжимаемой жидкости. Однако аналитические связи потерь энергии с гидромеханическими параметрами насосов можно найти путем обработки опытных данных. [c.41]

Выше отмечалось, что обычно близко к 90°, т. е. = 0. Из уравнения Эйлера следует, что теоретический напор насоса определяется в основном произведениями соГз или os а . Чем эти произведения больше, тем больше и теоретический напор. [c.197]

Особенностью центробежных насосов является наличие ярко выраженной зависимости между проьзводительностью насоса Q и создаваемым напором Я. Теоретически эту зависимость выводят из основного уравнения центробежного насоса (уравнение Эйлера) . [c.79]

Для турбовоздуходувок и турбокомпрессоров ойтается в силе основное уравнение теоретического напора, выведенное ранее для центробежного насоса [c.179]

Основное уравнение центробежного насоса, позволяющее определить развиваемый им теоретический напор, мож1Ю вывести, используя теорему о моменте количества движения. Применительно к движению жидкости в канале рабочего колеса насоса эта теорема формулируется так приращение момента количества движения 1 кг массы жидкости за время прохождения межлопастного пространства равно моменту импульсов всех внешних сил, приложенных к потоку от входа в канал до выхода из него за тот же промежуток времени t. [c.14]

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]

Основная доля энергии, передаваемой жидкости в шнекоцентробежном насосе, обеспечивается центробежным колесом. Поэтому изучение процесса передачи энергии в центробежном колесе определяет пути повышения эффективности шнеко-центробежного насоса. При определении приращения энергии жид- кости в центробежном колесе обычно используют теорему о моменте количества движения для абсолютного течения потока, на основании которой получают уравнение Эйлера, связывающее теоретический напор центробежного колеса со скоростями потока и колеса на входе и выходе [c.49]