Влияние числа лопастей колеса

ВЛИЯНИЕ ЧИСЛА ЛОПАСТЕЙ КОЛЕСА [c.67]

Влияние числа лопастей на характеристики трудно оценить, особенно в рабочих колесах специальной конструкции с г < 6. 144 [c.144]

Изучение влияния числа лопастей на величину параметра X проводилось для рабочих колес, которые наряду с хорошими кавитационными качествами имеют высокое значение к. п. д. Как показали результаты опытов, число лопастей, выбранное из условий максимального значения к. п. д. и высокой всасывающей способности, совпадает. Уменьшение и увеличение числа лопастей по сравнению [c.97]

Характеристики свидетельствуют о том, что изменение числа лопастей колеса не оказывает ощутимого влияния на зависимость Кн = [c.97]

Поэтому для предотвращения излишних гидравлических потерь в проточной части необходимо исследовать, хотя бы качественно, каким образо М параметры р и центростремительного турбодетандера влияют на величины скоростей, характер течения и числа М в каналах колеса, крив изну каналов и их меридиональный профиль, а также как влияет реактивность на тип сопла. Кроме того, необходимо исследовать влияние р и ц на внешние потери дисковую я от утечки. Наконец, особому исследованию подлежит влияние числа лопастей рабочего колеса. [c.31]

ВИЯ на лопасти и сил трения (см. 4-4, п. 2). В результате требуемая работоспособность сервомотора рабочего колеса получается весьма высокой и в основном она определяется действующим максимальным напором //макс, размером рабочего колеса >1 и диаметром втулки вт/ 1. Число лопастей существенного влияния не оказывает, а угол поворота меняется не столь значительно. Номинальную величину Лс.р.к можно представить соотнощением [c.294]

УЧЕТ ВЛИЯНИЯ КОНЕЧНОГО ЧИСЛА ЛОПАСТЕЙ РАБОЧЕГО КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА [c.18]

Теоретическому и экспериментальному исследованию влияния конечного числа лопастей посвящено большое число работ отечественных и зарубежных ученых [56, 65, 77]. Для некоторых частных случаев имеются точные решения, полученные теоретическим путем (например, решение С, С. Руднева для рабочих колес с лопастями, очерченными по логарифмической спирали). [c.20]

Расчет выходного (наружного) радиуса колеса вытекает из плана скоростей при выходе потока из колеса (рис. 51). Однако, как указано выше (п. 23), для определения влияния конечного числа лопастей на расчетный напор Н необходимо знать основные размеры колеса. Поэтому расчет элементов выхода из колеса приходится вести методом последовательных приближений. [c.91]

К основным гидродинамическим источникам шума и вибрации центробежных насосов относятся кавитационные процессы в проточной части рабочего колеса и спирали, вихреобразование в каналах, асимметричность потока вследствие литейных и механических отклонений размеров и формы каналов колеса и отвода, влияние конечного числа лопастей рабочего колеса. [c.181]

Действительные давление и напор, развиваемые насосом, меньше теоретических, так как реальные условия работы насоса отличаются от идеальных, принятых при выводе уравнения. Давление, развиваемое насосом, уменьшается главным образом из-за того, что при конечном числе лопастей рабочего колеса не все частицы жидкости отклоняются равномерно, вследствие чего уменьшается абсолютная скорость. Кроме того, часть энергии расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений. Влияние конечного числа лопастей учитывается введением поправочного коэффициента k, характеризующего уменьшение величины v u- Уменьшение давления вследствие гидравлических потерь учитывается введением гидравлического коэффициента полезного действия iir. [c.17]

ВЛИЯНИЕ КОНЕЧНОГО ЧИСЛА ЛОПАСТЕЙ РАБОЧЕГО КОЛЕСА НА ВЕЛИЧИНУ НАПОРА [c.24]

Рис. 15. Треугольники скоростей при выходе из рабочего колеса по струйной теории и с учетом влияния конечного числа лопастей

Коэффициент учитывает влияние конечного числа лопастей на напор колеса. Величина его всегда меньше единицы и зависит от конструкции колеса и физических [c.24]

Выходной (наружный) диаметр (рис. 18) колеса рассчитывают исходя из треугольника скоростей при выходе потока из колеса (см. рис. 15). Однако для определения влияния конечного числа лопастей на расчетный напор необходимо знать основные размеры колеса, влияющие на коэффициент р, входящий в формулу (58). Поэтому диаметр определяется методом последовательного приближения. [c.30]

Поток, выходящий из рабочего колеса, поступает в спиральный канал через входное сечение, представляющее собой цилиндрическую поверхность радиуса Лд, соосную с осью колеса (рис. 27 и 28). Радиус з принимается из условия, что пульсация скоростей потока, вызванная влиянием конечного числа лопастей рабочего колеса, успевает снизиться до приемлемой величины перед поступлением в спиральный канал. Обычно принимают [c.46]

Чем больше число лопаток г, тем большую густоту решетки шнекового колеса необходимо иметь. Подобные результаты был получены и на других насосах, у которых шнеки имели различную изогнутость лопастей Ар2=р2л.ср—р1л.ср (ДР2=0° 12° 40°).. Обработка опытных данных по параметру, который учитывает влияние числа лопаток на оптимальную густоту, а именно [c.196]

На начало кавитации оказывает влияние не только осредненная по времени величина местного давления, но также имеющиеся колебания вокруг этой осредненной величины (см. раздел 10). Причиной такого рода пульсации может быть местная турбулентность. Это явление не может быть смоделировано. И в данном случае ограничиваются обычно тем, что опыты проводят при наибольшем из возможных значений числа Рейнольдса. Кроме того, пульсация давления может быть следствием турбулентности гораздо большего масштаба, чем местная. Такого рода турбулентность имеет место в диффузорных выходах насосов, отсасывающих трубах гидравлических турбин или на поверхностях вращающихся и неподвижных лопастей рабочего колеса при неустановившихся режимах работы. Эта турбулентность оказывает влияние на характер распределения давления во всех элементах проточной части гидравлической машины. Моделирование такого рода пульсаций давления чрезвычайно затруднительно. Это вызывает необходимость точного геометрического моделирования не только всасывающих трубопроводов насосов и отсасывающих труб гидравлических турбин, но и подводящих и отводящих устройств. [c.213]

Для оценки влияния числа лопастей на характеристику было испытано рабочее колесо с тремя лопастями, которое в целях сравнения с эталоном имело лопасти, одинаковые с четырехлопаст-ным колесом (угол на выходе составлял 145°). Как показали иссле-дГования, напор, развиваемый колесом с тремя лопастями, ниже напора, развиваемого эталонным колесом с четырьмя лопастями. [c.46]

Оптимальное число лопастей колеса. Ю. А. Лесохин (69) при рассмотрении возможной схемы взаимного влияния решеток профилей лопастей рабочего колеса, расположенных на разных радиусах, показал, что в осевых насосах предложенный им параметр относительной закрутки лопасти имеет примерно постоянное значение [c.77]

Дополнительно были проведепы исследования влияния числа лопастей на его рабочие характеристики. Испытывались колеса с одинаковой густотой решетки, но с числом лопастей равным 2, 3, 4 и 6. Результаты в виде [c.97]

Исследование влияния густоты решетки проводилось на предвключенном колесе с числом лопастей 2 = 2. Улучшение кавита- [c.170]

С этой целью обратились к профилированным порогам, которые устанавливались на пути потока, выходящего из турбинного колеса. Всего было исследовано 22 варианта порогов и несколько проточных частей. Наибольшее число порогов — 13, показанных на рис. 5.27, исследовалось с проточной частью, представленной на рис. 5.28. Активные диаметры всех исследовавшихся гидромуфт — = 350 мм. Лопастная система имела лопасти, наклоненные под 45° исследования проводились с активным направлением вращения (лопасти загнуты вперед), менялось число лопастей и их толщина. При исследованиях выяснилось влияние порогов на энергоемкость (коэффициент мощности) гидромуфты при полном и частичном наполнениях, а также вид характеристик. Наличие порога, имеющего диаметр не выше 0,5 уменьшает коэффициент мощности на 10—20% в зависимости от диаметра порога, поэтому необходимо было найти оптимальные размеры порога исходя из условий устойчивости и экономичности работы гидромуфты. [c.273]

Градирня как источник шума представляет собой сооружу ние, в котором шум может создаваться вентиляторной устансц кой с приводом преимущественно на низких и средних част тах (63-500 Гц) и движением воды (шум дождя ) - на часвЦ тах 500-8000 Гц. В зависимости от конструкций и размеров тиляторной градирни в создаваемом ею шуме может пр дать один из указанных источников, или они могут быть ны по мощности звука. На уровень шума, создаваемого тилятором градирни, влияют окружная скорость колеса и профиль лопаток, их число г. Влияют также конструкция шипников, работа электродвигателя и тип привода. Лоп тельные шумы могут возникнуть также при колебаниях и рациях отдельных элементов градирни (оболочки,. диф ра и т. п.). В градирнях, изготовленных с высоким качеств влияние дополнительных шумов от электродвигателя, р тора, вибрацией конструкций, дебаланса лопастей вентиля-кй ра на общий шум не существенно. [c.302]

Широкое признание находит так называемый равноскоростной тип потока. В этом случае скорости по поперечному сечению потока (рис. 61) принимаются одинаковыми. Такое осреднение скоростей в поперечном сечении потока в какой-то мере может быть оправдано влиянием вязкости. Удовлетворительного теоретического обоснования механизма равноскоростного потока в настоящее время пока не имеется. Экспериментальные исследования поля скоростей до колеса и после лопастной системы показывают, что путем варьирования конструкции лопастной системы можно добиться потока, приближающегося к равноскоростному на расчетном режиме. Форма поверхности лопастей при этом получается более плавной. Коэффициент полезного действия лопастной системы высокий. Преобладающее число руководств [86, 104 ] рекомендуют проектирование лопастных систем насосов только в равноскоростном потоке. Все большее распространение находит этот тип потока в гидротурбостроении. [c.99]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология