Течение при выходе из колеса

По струйной теории напор рабочего колеса при бесконечном числе лопаток определяется лишь соотношениями потока на входе и выходе, изменения характера течения внутри колеса при этом не учитываются. Следовательно, безразлично, по какому пути движется частица газа от входа до выхода из колеса. [c.503]

Возможность существования отрицательных углов отклонения потока 0<0 можно объяснить, рассмотрев особенности течения во вращающейся круговой решетке центробежного колеса. В такой решетке отклонение потока можно представить как сумму отклонения от обтекания неподвижной решетки и отклонения, вызванного вращением колеса (влияние кориолисовой силы инерции). Из рис. 1.23 следует, что кориолисова сила на выходе колеса Fku действует в направлении уменьшения угла потока. Отклонение в неподвижной круговой решетке будет таким же, как и в неподвижной прямой решетке, в которую конформно (с сохранением углов) отобразится решетка постоянной ширины. На рис. 1.24 представлены круговые решетки диффузорные (профили А и Б) и конфузорная (профиль В), [c.67]

Течение в сечении сборника представляет собой результат взаимодействия потока в сборнике перед этим сечением и потока, выходящего из колеса. Поток в сборнике и поток на выходе колеса имеют небольшие, близкие по величине углы с направлением нормали к радиусу. Поэтому эти потоки можно рассматривать как спутные плоскопараллельные. Применим для этих потоков основные кинематические соотношения теории спутных турбулентных струй [1]. [c.79]

Неподвижный диффузор. Диффузорный характер течения наблюдается в лопаточном и безлопаточном диффузорах, а также в улитках или кольцевых камерах концевых ступеней. В диффузоре происходит преобразование кинетической энергии потока, выходящего из рабочего колеса, в потенциальную энергию давления. Уменьшение скорости происходит в соответствии с увеличением проходного сечения каналов лопаточного или канального диффузоров или площади потока безлопаточного диффузора от входа (точка 1 на рис. 2.5) до выхода (точка 2). Механическая [c.65]

Сложнее обстоит дело с определением верхней границы характеристики, или наибольшей производительности ступени на данном режиме, которая может определяться рабочим колесом, лопаточным диффузором (особенно при регулировании поворотом его лопаток в сторону меньших углов) или обоими этими элементами вместе. Ранее уже упоминалось, что в процедурах определения коэффициентов потерь элементов проточной части при выходе за границу аппроксимации искомой величине присваивается ее значение на границе. Иными словами, двумерная аппроксимация представляет собой как бы лунку на бесконечной поверхности, причем значения величин за пределами лунки равны их значениям на ее границах, т. е. постоянны и не зависят от координат. Это необходимо было сделать, чтобы исключить получение физически неоправданных величин при выходе за границы аппроксимации и обеспечить нормальное течение вычислительного процесса. Такое допущение позволяет выполнить расчет параметров ступени при любой производительности, хотя результаты могут заведомо отличаться от практически возможных. Поэтому особое значение имеет правильное определение верхней границы характеристики. Для этого необходимо найти по отдельности наибольшую производительность рабочего колеса и лопаточного диффузора. Наименьшая из них и будет верхней границей характеристики данной ступени. [c.195]

Жидкость подается во входной патрубок насоса и затем в рабочее колесо (см. рис. 1.1), откуда под давлением вращающихся лопастей нагнетается в отвод. Давление жидкости на выходе из насоса больше, чем на входе. Под действием перепада давлений часть жидкости из напорной области стремится перетечь во всасывающую, при этом образуются утечки. Для уменьшения утечек и увеличения к. п. д. насоса между рабочим колесом и корпусом выполняют малый зазор. Характер течения жидкости в лобовой и задней пазухах между рабочим колесом и корпусом различен, как различны площади переднего и заднего дисков, размеры пазух и распределения давления в них. В отводе давление также распределяется неравномерно. Поэтому на рабочее колесо будут действовать осевая и радиальная сила, воспринимаемые подшипниками. [c.10]

Считалось, что нормальный выход желательно иметь всегда и обосновывалось это тем, что при нормальном выходе будут меньше абсолютные скорости течения воды в отсасывающ,ей трубе и на выходе из нее, вследствие чего ожидалось уменьшение потерь энергии как внутри трубы, так и при выходе из нее. Кроме того, считалось, что при нормальном выходе вследствие отсутствия закрутки потока в отсасывающей трубе будет более равномерное распределение скоростей по сечениям трубы, что должно привести к улучшению кавитационных свойств турбины. Однако эксперименты, проведенные за последние годы в различных лабораториях, не подтвердили, казалось бы, на первый взгляд бесспорного предположения. Наоборот, опытами было установлено, что положительная закрутка потока (о 2 совпадает с направлением на выходе из лопастей рабочего колеса соответствующая значению Vu2, равному 0,2gH, оказывает благоприятное влияние на к. п. д. турбины и ее кавитационные качества. Объясняется это тем, что при закрученном потоке на выходе из рабочего колеса лучше обтекается диффузорная часть отсасывающей трубы и меньше потери в самом рабочем колесе, так как при этом меньше относительные скорости течения воды по лопастям рабочего колеса. [c.75]

Если бы мы могли точно знать картину течения воды на входе в рабочее колесо и на выходе из него, а также значения гидравлического, объемного и полного к. п. д., то мы могли бы точно вычислить указанные приведенные величины. [c.105]

Первые потери (а) зависят от шероховатости стенок, размеров проходных сечений, величина их пропорциональна квадрату средней скорости течения (режим течения практически всегда турбулентный). Вторые (б) определяются в основном изменением скорости. Особенно значительные вихревые потери возникают при резком повороте потока и внезапном расширении сечения, так называемые потери на удар. Например, скорость жидкости при выходе из рабочего колеса насоса (рис. 2-5) весьма велика, скорость же в спиральном отводе в напорном патрубке намного меньше. В связи с этим в некоторых случаях могут возникать весьма большие гидравлические потери. Значительными вихревыми потерями может характеризоваться работа отводящей части турбины отсасывающей трубы. [c.37]

Канал, в котором происходит преобразование динамического давления в статическое, по форме напоминает диффузор, поэтому (как и во всяком диффузоре) это преобразование сопровождается потерями давления, которые соизмеримы или даже превышают потери давления в рабочем колесе. Особенно большие потери давления возникают у нагнетателей с лопатками, загнутыми вперед, так как у них динамическое давление на выходе из колеса велико и средние скорости течения в кожухе больше, чем у нагнетателей с лопатками, загнутыми назад. [c.72]

Для плавного поворота потока за центробежным вентилятором устанавливают отводы [86, 87]. Коэффициенты сопротивления таких отводов зависят от режима работы вентилятора и угла установки [ , т. е. от угла между векторами скорости на входе в вентилятор и на выходе из отвода, отсчитываемого по направлению вращения колеса вентилятора (см. диаграмму 1.8.4 ). При всех режимах работы вентилятора коэффициент сопротивления установленного за ним отвода значительно больше, чем при обычных условиях течения. [c.258]

Гидродинамическими источниками вибраций центробежных насосов могут быть неоднородность потока на выходе из колеса, вихреобразование в проточной части, кавитация. Анализируя течение реальной жидкости в центробежном насосе, можно назвать два основных источника возмущений, вызывающих вибрацию насоса. Первым источником являются нестационарные гидродинамические силы на лопатках направляющего аппарата и колеса насоса, возникающие вследствие потенциального взаимодействия решеток. Анализ этих сил показывает, что на направляющем аппарате они на порядок выше, чем на рабочем колесе, и их амплитуды достигают 30% от среднего значения. [c.221]

От формы языка зависит характер течения в диффузоре, расположенном на выходе из спиральной камеры. Язык правильной формы способствует выравниванию поля скоростей и, следовательно, уменьшению потерь. Следует также отметить, что слишком близкое расположение языка к рабочему колесу нежелательно, ибо это вызывает резкое увеличение шума. [c.60]

Течение жидкости по указанной схеме на выходе из колеса может существовать только в одной точке кривой — Я. На фиг. 4. 11, а представлен треугольник скоростей Эйлера в расчетной точке [c.71]

В главе 4 указано, что протекание жидкости через насос определяется падением полной энергии, величина которого зависит от угла выхода из колеса. Режим максимального к. п. д. и, следовательно, определяется суммарными сопротивлениями колеса и корпуса, которые совместно определяют режим минимума этих потерь в системе. Сопротивление каналов насоса может по-разному распределяться между колесом и корпусом (малые проходные сечения в колесе и развитые в отводе, или наоборот). Определение оптимальных условий течения в насосе является задачей каждого конструктора. [c.180]

Vi и Va — абсолютные скорости течения воды при входе в рабочее колесо и при выходе из него [c.535]

В СССР разработана специальная методика эксплуатационных испытаний шин [419]. Она заключается в том, что представительная партия шин передается в определенные автохозяйства, где, как обычно, эксплуатируется на автомобилях. В течение всего срока эксплуатации фиксируются возникающие на шинах дефекты, регулярно измеряется внутреннее давление, проводятся перестановки шин зпо определенной схеме (рис. 10.5). Проводится также наблюдение ал техническим состоянием автомобиля проверяются углы схода колес, рулевое управление, тормоза, исправность ободов. После выхода шины из строя она осматривается, фиксируется ее состояние и степень износа. Все автохозяйства, в которых проводятся [c.212]

Корпус или камера центробежного насоса делается большей частью из чугуна, при больших же напорах — из стали. Для перекачивания жидкостей, действующих химически на железо, применяются в зависимости от свойств жидкости насосы из бронзы, кремнистого чугуна, специальных сталей или твердых сплавов свинца применяются также камеры, покрытые резиновым слоем или эмалью, и, наконец, для некоторых кислот весь насос, не исключая рабочего колеса, делается из кислотоупорных материалов, даже из керамиковой глины. Форму проходной камеры выбирают таким образом, чтобы переход жидкости из рабочего колеса в напорную трубу сопровождался по возможности меньшими потерями. Поэтому камера имеет, как видно из чертежей, или спиральную форму с сечением, увеличивающимся по направлению к выходу, или же форму тела вращения, в котором концентрически помещается колесо. Вторая форма камеры применяется преимущественно в тех случаях, когда скорость жидкости уже в достаточной степени уменьшена направляющим аппаратом и можно не опасаться появления больших сопротивлений от несколько неравномерного течения в различных частях цилиндрической камеры. Эта неравномерность течения компенсируется удобствами изготовления насоса и его сборки и легким доступом к его частям, особенно необходимым при многоступенчатых насосах. [c.69]

Кавитация сопровождается шумом, подобным шуму при открывании вентиля на водопроводе. При больших сечениях каналов и больших скоростях шум усиливается настолько, что напоминает гром, особенно когда жидкость ограничена стальными стенками. Кавитация приводит к быстрому выходу рабочего колеса из строя. Известны случаи, когда рабочее колесо разрушалось в течение 20—30 ч работы. [c.14]

Наблюдения за шестернями быстроходных настольных сверлильных станков показали, что если стальная цилиндрическая шестерня с модулем 1 мм при сцеплении с такой же стальной шестерней выходит из строя после двухнедельного периода работы, то шестерня из поликапролактама такого же модуля при работе с числом оборотов 6000 об/мин может эксплуатироваться в течение трех месяцев [14]. Для повышения механической прочности зубчатых колес рекомендуется применять армирование их металлическими осями. [c.83]

Сопоставляемые турбины и турбодетандеры существенно различаются по степени расширения Р . Однако, как было показано выше, этим J e может быть обусловлен различный характер влияния е на Заметно более существенное понижение к. п. д. у реактивных радиальных машин связано с тем, что при малых относительных диаметрах выхода нз колеса й 2 = - 0,4 неравномерность подвода газа к колесу сильнее отражается па характере течения газа по колесу. [c.116]

При течении газа через рабочее колесо его абсолютная скорость является геометрической суммой окружной скорости и и относительной ш. Направления и величины этих скоростей (треугольники скоростей) на входе в колесо и выходе из него для машин обоих типов показаны на рис. 100. Как видно из графика скоростей, ход изменения относительной скорости хю газа в каналах рабочего колеса активного к активно-реактивного турбодетандеров совершенно различен. В первом случае величина т несколько уменьшается в результате трения (при- [c.147]

Наличие избыточного статического давления при выходе из рабочего колеса вызывает обратное течение воды через внешнее и внутреннее уплотнения рабочего колеса зо всасывающую камеру насоса. Связанные с этим потери называются потерями через зазор, или объемными потерями. [c.167]

Таким образом, повышение давления в рабочем аппарате колеса осевого компрессора обусловлено диффузорным эффектом, получаемым при уменьшении относительных скоростей газовых частиц, движущихся от входного сечения к выходному. При подкритических течениях без трения и теплообмена сечения выхода лопаточных каналов колеса должны быть больше сечения входа. При отсутствии [c.444]

Формула для нахождения коэффициента, учитывающего перетекание в колесе, получена из анализа упрощенной схемы течения потока в межлопаточных каналах колеса. Проведенные расчеты дают хорошее совпадение с результатами испытаний всей серии экспериментальных колес, отличающихся между собой числом лопаток, углом лопаток колес на входе и высотой лопаток на входе и на выходе из колеса (рис. 7). Перетекание в колесе органически связано с рабочим процессом сжатия во вращающейся решетке радиальных пластин и сопровождается значительным (в области режимов ф < 0,3) повышением температуры торможения сжимаемого воздуха, что делает нецелесообразным выбор расчетного режима при малых коэффициентах расхода. [c.78]

Необходимо заметить, что использованный для расчета параметров потока на входе в насосное колесо подход может быть применен и для определения картины течения на его выходе, а также в сечениях проточной части любой другой гидравлической машины, например гидротурбины. [c.29]

Уменьшение кавитационного запаса до значений, меньших АЛ , вызывает увеличение длины каверны, что сопровождается сильным изменением кинематики потока при выходе из рабочего колеса. В результате происходит значительное падение напора и мощности насоса. Причем напор, мощность и кавитационный запас приближаются к своим минимально возможным значениям, отвечающим режиму суперкавитации — третьему критическому режиму. Таким образом, на кавитационной характеристике можно отметить четыре области (разделенные на рис. 4.2 штриховыми линиями), характеризующиеся различной формой течения. [c.150]

Выше, при рассмотрении течения в рабочем колесе, мы исходили из предположения, что колесо имеет бесконечно большое число лопаток нулевой толщины, газ в рабочем колесе проходит через бесконечное число каналов и при этом направление потока полностью соответствует профилю лопатки. В этом теоретическом сл чае газ выходит из рабочего колеса под углом, равным выходному углу лопатки. [c.43]

Конструкция растворомешалки емкостью 40 л аналогична. Выпускают также растворомешалки стационарного типа без колес. При перемешивании раствора в течение 3—4 мин в 1 ч можно сделать 10—12 замесов. Выход готового раствора составляет 85% емкости барабана. За 8-часовую смену на растворомешалке емкостью 40 л можно изготовить 2—2,5 огнеупорного раствора, на растворомешалке емкостью 80 л — 4—5 лг раствора. [c.53]

Особенно значительно такое различие мощностей при колесах с загнутыми вперед (по направлению вращения колеса) лопатками. Видимо, это объясняется существенным изменением характера течения при выходе из этих рабочих колес в случае их работы без корпуса. [c.167]

Поступательное течение / направлено от центра к периферии скорости его радиальны и соответственно уравнению неразрывности обратно пропорциональны расстоянию от центра. Циркуляционное течение II обусловлено инерцией жидкости, стремящейся сохранить в пределах каждого межлопастного канала свое положение в пространстве и поэтому стремящейся вращаться относительно колеса с угловой скоростью ю, приблизительно равной угловой скорости колеса, но имеющей обратное направление. Линейные скорости этого движения распределены прямо пропорционально расстоянию от центра вращения и на входе в межлопастные каналы совпадают по направлению с окружной скоростью колеса, а на выходе — противоположны ей. [c.44]

Соотношение (1.129) и рис. 1.32 показывают, что скорость сза отличается от скорости на выходе колеса zu (СинФСги), что отражает экспериментальный факт скачкообразного изменения закрутки потока при переходе из колеса в сборники, объясняемый влиянием течения в сборнике [20]. При скорости ur меньшей du скорость Сзи оказывается меньше скорости zu из-за тормозяихего действия потока в сборнике. Когда скорость Спч больше С2и, скорость Сзи превышает С2и из-за .ускоряющего действия потока в сборнике. При Син = С2и, как и следовало ожидать, в сечении сборника устанавливается постоянная скорость [c.81]

Рассмотрим течение за рабочим колесом в жестколопастной (пропеллерной) и поворотно-лопастной турбинах при постоянной частоте вращения п и изменении расхода Q. Из рис. 6-7, а видно, что при жесткой установке лопастей (Рз == onst) угол 2 при изменении расхода сильно изменяется. При малых расходах поток имеет интенсивную закрутку в сторону вращения колеса, а при больших — в обратную сторону. Следовательно, только в узком диапазоне изменений Q условия на выходе из колеса будут близки к оптимальным. [c.119]

Таким образом, исследование треугольников скоростей показало, что пульсахши скоростей на выходе из рабочего колеса центробежного насоса возникают по двум причинам вследствие гидродинамического следа за торцем лопасти и вследствие циркуляциоь-ннх течений в межлопаточных каналах. [c.129]

Относительно низкий КПД дьшососов с лопатками, загнутыми вперед, можно объяснить в основном большими потерями в межлопаточных каналах, снижающих гидравлический КПД, а кроме того, высокой абсолютной скоростью потока на выходе из рабочего колеса, определяющей потери энергии. Характер течения потока в межлопаточных каналах при лопатках, загнутых назад, способствует уменьшению гидравлических потерь в них и, следовательно, повышению КПД. [c.13]

Спиральная форма пригодна там, где скорость жидкости по выходе из рабочего колеса или направляющего аппарата значительна, и особенно там, где требуется еще дальнейшее ее умень-вдение перед выходом в напорную трубу. В этих случаях избегают все же изменять скорость течения в спиральном кожухе каким-либо добавочным его расширением и довольствуются тем, что скорость естественно уменьшается при движении жидкости по спирали для дополнительного же уменьшения скорости спираль заканчивают специальным расходящимся конусным патрубком. При горизонтальном расположении вала камера [c.69]

Исследования течения газа в меридиональной плоскости показали, что при обычной геометрической форме колес (коническая покрышка) в них имеют место развитые срывные зоны на покрывающем диске за поворотом (рис. 1). Наличие срыва в меридиональной плоскости у покрывающего диска не только ведет к появлению дополнительных потерь, но и повышает среднюю скорость потока и тем самым изменяет картину обтекания профилей, а также повышает неравномерность поля скоростей за колесом. При этом межлопаточные каналы имеют по длине нежелательный характер изменения площади (рис. 2, кривая 1 и рис. 3, линия У) в начале канала в области наибольших скоростей диффузорность и углы раскрытия канала наибольшие, а на выходе, где скорости меньше, часто имеет место даже некоторая конфузорность, которая увеличивает истинные местные углы раскрытия при общей данной диффузорности. [c.157]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология