Гидравлические потери и гидравлический к. п. д. насоса

Для объяснения характера кривой Q— Н гидравлические потери условно разделим на потери трения и вихревые потери (А = + в)- К первому слагаемому отнесем те, которые пропорциональны квадрату подачи насоса gh p = Коэффициент А найдем из условия, что при С = Qб все гидравлические потери равны ё /1.гр (см. рис. 3.2, а, отрезок 7—8). [c.41]

К вихревым (или ударным) потерям относятся все остальные гидравлические потери в насосе (к — При отклонении подачи от 5 вихревые потери возрастают приблизительно пропорционально квадрату отклонения gh = Вх,ч Q Сб) - [c.41]

Темные нефтепродукты (нефть, мазут) могут иметь вязкость в десятки раз выше вязкости воды, вследствие чего возрастают гидравлические потери в насосе и кривая Q—дН снижается (рис. 3.3, б). Линия удельной работы лопастей с увеличением вязкости может, наоборот, даже несколько подняться из-за уменьшения скорости W2u относительного межлопастного вихря. В результате гидравлический к. п. д. насоса на всех режимах падает. [c.42]

В случае соблюдения всех условий подобия расход в щелевых уплотнениях насоса пропорционален его подаче, гидравлические потери в насосе, которые для подобных режимов пропорциональны квадрату скорости жидкости, пропорциональны напору насоса, дисковые потери мощности пропорциональны мощности N . Отсюда на основании уравнений (2.10), (2.11) и (2.7) следует ра- [c.200]

С изменением производительности и напора изменяются также мощность, потребляемая насосом (кривая 3 на рис.3.24), и коэффициент полезного действия насоса т (кривая 4), имеющий максимальное значение при некоторой производительности насоса. Заметим, что именно в этой точке суммарные гидравлические потери в насосе минимальны. [c.306]

Гидравлические потери на нерасчетных режимах работы ввиду упомянутого выше нестационарного характера течения потока в проточной части насоса целесообразно не расчленять на отдельные составляющие, а определять суммарные потери. Неплохие результаты дает следующая эмпирическая зависимость относительного гидравлического КПД от относительной подачи насоса [c.60]

Практически вследствие гидравлических потерь полное давление несколько снижается. В пределах рабочего колеса одновременно увеличивается статическое и динамическое давление. В спрямляющем аппарате и диффузоре статическое давление возрастает за счет уменьшения скорости полное давление уменьшается вследствие гидравлических потерь. Разность полных давлений за насосом и перед ним составляет давление, развиваемое насосом [c.86]

В — коэффициент пересчета, В = 9,81 кгм/(кгс с ). Гидравлические потери в насосе и изменение скоростей, главным образом, в клапанах выражаются гидравлическим КПД и н [c.44]

При больших выходных скоростях жидкости увеличиваются гидравлические потери в насосе. В связи с этим насосы, имеющие колеса с загнутыми вперед лопатками, обладают более низким коэффициентом полезного действия, чем при загнутых лопатках назад. [c.140]

Гидравлические потери складываются из потерь на трение жидкости, протекающей во всасывающем подводе, рабочем колесе, спиральной камере и трубном расширителе (диффузоре), а для многоступенчатых насосов еще и в переводных каналах между ступенями. Эти потери выражаются гидравлическим к. п. д. Трудность анализа и определения гидравлических потерь сопряжена со сложностью происходящих процессов в насосе, так как в нем возникает ряд дополнительных потерь, связанных с превращением кинетической энергии в давление потерь на удар нри входе жидкости в колесо, потерь на поворотах и др. Общепризнанных методов определения всех этих потерь еще не имеется. Гидравлический к. п. д. определяется опытным путем посредством г]д (объемного к. н. д.) и (механического к. п. д.), которые могут быть определены точно только опытным путем [c.132]

Определить ki трудно в связи со значительной условностью при выделении вихревых ударных потерь из общего баланса гидравлических потерь в насосе, а также с зависимостью значения kx от режима работы насоса. [c.100]

Как правило, гидравлические потери в насосе, не зависят от числа Рейнольдса (для Ке > 10 имеет место автомодельный режим течения). В насосах преобладают вихревые потери, связанные с диффузорным потоком в рабочих органах. Это подтверждается анализом зависимости гидравлического к. п. д. от шероховатости поверхности проточной части. Многочисленные эксперименты различных авторов показали, что повышение класса шероховатости [c.102]

На основании выражений (41) и (42) строят прямую Ну — = f (О). Для определения расчетным способом действительного напора необходимо для каждой подачи от значения вычесть суммарные гидравлические потери в насосе. Определение потерь в элементах проточной части связано с большими трудностями. [c.132]

На покрытие механических и гидравлических потерь в насосах, перекачивающих холодные жидкости (например, в насосах холодного орошения). [c.203]

Но, как видно из формулы (XI, 33) при прочих равных условиях напор зависит от гидравлических потерь в линии. Следовательно для увеличения напора от 18 до 24 л вод. ст. необходимо в линию ввести добавочное сопротивление, равное 24—18=6 м вод. ст., например, путем прикрытия задвижки на выкидной линии насоса. [c.334]

Число Ке является критерием, достаточно характерным для дисковых и гидравлических потерь в насосе. [c.58]

Принимаем, что гидравлические потери в насосо равны К и что часть кинетической энергии на выходе из колеса К" прообразовывается [c.35]

Таким образом, гидравлические потери в насосе являются результатом потерь напора на трение и потерь от изменения сечений потока и изменений его направления. Гидравлические потери каждого типа центробежного насоса следуют своему собственному закону и зависят от формы и конструкции подводящей камеры, длины и формы очертаний лопаток рабочего колеса, от угла атаки а, формы и конструкции нагнетательной камеры насоса. [c.41]

Вследствие того, что каналы рабочих колес сравнительно коротки и имеют переменную форму и переменный гидравлический радиус, все попытки определения гидравлических потерь в лопатках рабочего колеса по аналогии с трубами круглого сечения (пользуясь при этом гидравлическим радиусом поперечного сечения) не дают правильных результатов, и такие расчеты совершенно не могут быть рекомендованы при конструировании современных центробежных насосов для определения наиболее рациональных форм каналов, обеспечивающих достижение высокого к. п. д. [c.41]

Вследствие потерь внутри насоса только часть механической энергии, полученной им от двигателя, преобразуется в энергию потока жидкости. Степень использования энергии двигателя измеряется значением полного к. п. д. [см. уравнение (1.3)1. Коэффициент полезного действия насоса является одним из основных его качественных показателей. Анализируя причины возникновения потерь в насосе, можно найти пути к повышению его к. п. д. Все виды потерь в насосе Делятся на три категории гидравлические, объемные и механические. [c.20]

Винтовые насосы имеют положительные свойства насосов объемного типа высокое давление, значительную высоту всасывания и малое перемешивание перекачиваемой жидкости. Они обладают рядом особенностей, выгодно отлича-юп],их их от поршневых насосов — простота конструкции (движущаяся деталь— один винт), отсутствие клапанов и слон ных проходов, что снижает гидравлические потери на местные сопротивления. В связи с более равномерной подачей жидкости условия всасывания у машин этой группы улучшены и инерционные усилия малы. Конструкции агрегатов компактны. По массе они в 5—10 раз легче поршневых насосов тех же параметров, а к. п. д. превышает к. п д. центробежных насосов таких же величин подач и напоров. Привод насоса непосредственный от электродвигателя. Одновинтовые насосы используются на подачи 40— [c.169]

Гидравлические потери у насосов, снабженных лопатками, загнутыми вперед, вследствие высоких значений скоростей С2 получаются больше, чем у насосов, имеющих лопатки, загнутые назад. [c.161]

Гидравлические потери. Гидравлические потери при нормальном режиме работы насоса складываются из потерь на трение и местные сопротивления в рабочем колесе, направляющем аппарате и в спиральной камере. [c.167]

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]

Однако гидравлический к. п. д. отдельно не выделяют, считая, что в одновинтовом насосе, в котором нет клапанов и путь следования жидкости (даже в многошаговой обойме) весьма короток, гидравлические потери очень малы и потому гидравлический к. п. д. близок к единице или равен ей. В действительности, как показывает изучение рабочего процесса, в одновинтовых насосах создаются все условия для гидравлических потерь, и их гидравлический к. п. д. значительно отличается от единицы. [c.114]

Коэффициент полезного действия насоса учитывает гидравлические, объемные и механические потери, возникающие при передаче энергии перекачиваемой жидкости. Гидравлическими потерями называют потери энергии на преодоление гидравлических сопротивлений при движении жидкости от входа в насос до выхода из него, т. е. во всасывающем аппарате, рабочем колесе и нагнетательном патрубке. Гидравлические потери оценивают гидравлическим КПД насоса [c.25]

Гидравлические потери в насосе учитываются гидравлическим к. п. д. [c.10]

Гидравлические потери в центробежных насосах обусловлены гидравлическим трением, ударами и вихреоб-разовапнем в проточной части. Плавно очерченные каналы рабочего колеса, отсутствие резких поворотов, расширений и сужений, тщательная обработка внутренних поверхностей проточной части обеспечивают высокий гидравлический к. п. д. насоса. [c.126]

Результаты испытания одного из лабиринтных насосов с указанными устройствами представлены на фиг. 34. Здесь же изображены теоретические значения напора насоса Яг и коэффициента увлечения ц т Из графика фиг. 34 видно сильное влияние отвода на характеристики насоса. При этом, как и следовало ожидать, чем меньше гидравлические потери в насосе, тем ближе экспериментальные характеристики к теоретическим. Лучшие результаты получены с направляющим ацпаратом. Испытания со спиралью дали худшие результаты, однако они объясняются недостаточной пропускной способностью спирали, которая была рассчитана на значительно меньшую подачу насоса. Отсюда потери трения жидкости (вихревые и трения о стенки) в спирали получились больше, чем в обычном патрубке (характеристика без специального отвода). [c.44]

Сложный характер течения в рабочем колесе и спиральной камере не позволяет дать, достаточно обоснованную методику расчета характеристик насосов и вентиляторов. Поэтому мы ограничимся лиЩь качественной оценкой баланса гидравлических потерь в насосе (рис. 2.26). Верхняя кривая определяет теоретический напор Нт, рассчитанный без учета изменения угла Рг и,, следовательно, без учета отрыва потока от лопастей на режимах, далеких от расчетного. Сумму потерь на входе в рабочее колесо и. при повороте потока можно принять пропорциональной квадрату расхода, хотя, строго говоря, это неверно на режимах малых подач ввиду появления обратных течений жидкости, проникающих во входной патрубок. [c.69]

Устройства, преобразующие скоростную энергию в д а в л е н и е. Из рабочего колеса жидкость движется обычно с большой скоростью. Для уменьшения гидравлических потерь в насосе скорость жидкости должна быть преобразована в давление. Это преобразование производится в следующих специальных устройствах. [c.115]

Гидравлические потери. Гидравлическими потерями являются потери энергии на преодоление гидравлического сопротивления по пути следования жадкости от входа в насос до выхода из него, т. е. в подводящем трубопроводе, рабочем колесе и отводящем трубопроводе. [c.38]

Выходящую из paбoчefo колеса жидкость часто перед входом в спиральную камеру заставляют пройти через особый, так называемый направляющий аппарат, помещаемый в корпусе насоса между рабочим колесом и спиральной камерой. Направляющий аппарат охватывает с небольшим зазором рабочее колесо по его внешней поверхности и представляет собой кольцо, состоящее из двух дисков с лопатками, отогнутыми в сторону, обратную лопаткам рабочего колеса. Назначение этого аппарата состоит в уменьшении величины скорости жидкости, выходящей из рабочего колеса, т. е. в преобразовании ее кинетической энергии в энергию давления давление у выхода из направляющего аппарата всегда больше, а скорость меньше, чем при входе в него. Одновременно приданием соответствующей формы лопаткам направляющего аппарата достигается также изменение направления скорости жидкости, выходящей из рабочего колеса, обеспечивается плавный безударный ее перевод в скорость в спиральной камере и уменьшаются гидравлические потери в насосе. [c.28]

Практически величина ожидаемых гидравлических потерь во вновь проектируемом насосе часто оценивается значением принятого на основании опытных данных гидравлического к. п. д. Опытные значения устанавливаются выделением его из общего энергетического баланса [формула (5. 1)] для насоса сходной конструкции и размера. Однако такой метод выбора также не открывает путей для снижения гидравлических потерь и, кроме того, не всегда достаточно увязан со всем дальнейшим расчетом проточной части насоса. Фактическая величина гидравлического к. п. д. определяется более или менее удачным выбором величин, входящих в гидравлический расчет проточной части насоса и принимаемых по данным опыта. Очевидно, что выбор расчетных коэффициентов по данным опыта выражает идею подобия, и, следовательно, гидравлический к. п. д. проектируемого насоса можно полагать находящимся на том же уровне, что и у насоса, послужившего образцом при расчете. Эта сторона вопроса многими авторами недостаточно учитывалась, и опытные данные для гидравлического расчета приводились безотносительно к значению гидравлического к. п. д. Одной из принципиально правильных в этом направлении работ является книга Д. Я- Суханова [108], посвященная анализу данных испытания и метода гидравлического расчета серии обладающих высоким к. п. д. насосов, изготовленных заводом им. М. И. Калинина в Москве. В работе С. С. Руднева [93] излагается методика экспериментального выделения отдельных потерь в насосе, разработанная в ВИГМ. [c.131]

Из анализа приводимых эксперимеитальных данных следует, что для значений числа Рейнольдса Не>-7-10 величины коэффициентов kQ и мало отличаются от 1,0, т. е. увеличение гидравлических потерь в насосе при пересчете с воды на нефть незначительно. Кривая же коэффициентов уменьшается в этих пределах довольно значительно, что объясняется увеличегишм потерь на дисковое трение. [c.123]

Характеристики, полученные при испытании этих отводов приведены на рис. 44. Штриховыми линиями показаны теоретические зависимости Ят и т)т. Отвод сильно влияет на характеристику насоса. При этом, как и следовало ожидать, чем меньше гидравлические потери в насосе, тем ближе экспериментальные характеристики к теоретической. Лучшие результаты получены с направляющим аппаратом. Испытания со спиралью дали худшие результаты, что объясняется ее недостаточной пропускной способностью. Гидравлические потери в спиралк получились даже больше, чем в обычном патрубке (характеристика без спирального отвода на рис. 44). [c.51]