Теоретический напор дискового насоса

ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ НАПОР ДИСКОВОГО НАСОСА [c.7]

Для вывода формулы теоретического напора дискового насоса рассмотрим планы скоростей жидкости (см. рис. 4), текущей через рабочую кольцевую щель колеса насоса. Теоретический напор насоса можно определить ао изменению момента количества движения жидкости в щели согласно уравнению Эйлера [c.7]

Подставив эту формулу в (2), найдем выражение для теоретического напора дискового насоса с турбулентным течением в кольцевой щели [c.9]

Для инженерной практики необходимо иметь соотношения, устанавливающие зависимости основных характеристик дискового насоса от размеров рабочего колеса и от гидродинамических параметров потока жидкости. Вначале рассмотрим теоретически полученные зависимости напора дискового насоса от его основных параметров. В рабочих каналах колеса дискового насоса возможны ламинарный или турбулентный режимы течения. Турбулентное движение жидкости, в свою очередь, имеет два характерных режима [c.21]

Действительный напор дискового насоса отличается от теоретического на величину потерь напора в проточной части, т. е. [c.25]

Теоретический напор, и следовательно, гидравлический к. п. д. — понятия, применимые только к насосам, действующим за счет сил инерции (например, к лопастному насосу). Эти понятия полностью лишены смысла в случае насосов, действующих за счет сил трения, т. е. насосов, работа которых не может быть представлена на идеальной жидкости (например, дисковых, вихревых, лабиринтных, черпаковых). [c.19]

Глубокие теоретические и экспериментальные исследования насосов трения провел в 1915 г. инженер Киевского политехнического института С. П. Шенберг. Конструкции построенного и испытанного С. П. Шенбергом дискового насоса показана на рис. 3. Этот насос обеспечивал напор Н = = 12 м ( 118 Дж/кг) при объемном расходе Q = 5,83 10" м /с и 17=0,36. [c.3]

ВЛИЯНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДИСКОВОГО НАСОСА НА ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ НАПОР [c.21]

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]

С учетом сказанного для дискового насоса с ламинарным течением получаем формулу для расчета теоретического напора [c.23]

Анализ влияния параметров дискового насоса на теоретический напор. С помощью выражений (43) —(45) можно проследить, как зависит теоретический напор от геометрических и гидродинамических параметров дискового насоса. [c.24]

Рис. 14 Зависимость теоретического напора Ях от коэффициента расхода и параметра течения X. для турбулентного (сплошные линии) и ламинарного (штриховые) режимов течения в рабочих щелях дискового насоса

С увеличением наружного радиуса дисков / 2 теоретический напор возрастает и линии характеристик Я =H Q) смещаются вверх. Из анализа формулы (42) следует, что с уменьшением коэффициента проскальзывания фк числа Rej величина Я для дискового насоса с турбулентным течением в щелях возрастает. [c.25]

Теоретическое определение потерь энергии в элементах отвода всегда сопряжено с большими трудностями (особенно при нерасчетных режимах работы). В таких случаях полезно использовать обобщенные зависимости критериального типа, выведенные на основании многочисленных опытов. Поскольку отводящие устройства дисковых насосов в аэродинамическом отношении сходны с отводами центробежных лопастных насосов, то для подсчета соответствующих потерь напора можно воспользоваться формулой [3] [c.32]

О величине потерь в отводах дискового насоса. При анализе испытаний рабочих колес на жидкостях различной вязкости и переменной частоте вращения было замечено, что даже при оптимальных параметрах дискового насоса не всегда достижимы теоретические максимальные значения КПД и напора. Так, на рис. 58 приведены результаты испытаний рабочих колес, имеющих оптимальные геометрические размеры (колеса № 36 и 48). Первое испытано на жидкости с вязкостью f = 0,8-10" м /с, а второе - v = 10,2-10" м /с. В обоих случаях выдерживались одинаковыми параметры X, и Wj. Видно, что результаты теоретического расчета напора (кривая 1) и КПД (кривая 11) в области расчетного расхода лучше согласуются с экспериментальными данными для колеса N 36 (соответственно кривые III и VII), чем для колеса N" 48 (кривые УиХ). Это связано с тем, что потери"в отводе дискового насоса не всегда подчиняются принятому для лопастных насосов закону =1вм (V / Pp) при =0,2. [c.71]

Завис1Шость безразмерной окружной составляющей относительной скорости w для разных коэффициентов закрутки ф, определенная по формуле (30), показана на рис. 13. Увеличение V ведет к более сильному отставанию средних слоев жидкости по отношению к поверхности дисков. В соответствии с выражением (37) это означает, что проскальзывание турбулентного потока тем сильнее, чем больше параметр X, козффищ1ент расхода <р, число Rei на входе и чем меньше относительный радиус R. Таким образом, увеличение расхода Q, ширины кольцевой щели Ь, угловой скорости со и уменьшение вязкости v способствует большему отставанию в окружном направлении жидкости от дисков, что ведет к уменьшению теоретического напора дискового насоса. [c.21]

В табл. 1.3 для режима С2т1и2 = 0,2 5 приведены значения Ятоо. Для варианта 1 теоретический напоо при бе онечном числе лопаток Ятоо является отрицательной величиной. Несмотря на это, действительный напор насоса Н для этого варианта положительный (см. рис. 1.21). Это может быть объяснено только наличием отрицательного отклонения потока на выходе колеса (б<0), при котором Ят>Ятэо и кг<Ь. На рис. 1.22 для вариантов насоса приведены экспериментальные зависимости коэффициента к., подсчитанные по теоретическому напору Ят, который определялся на режимах Счт/ич, близких или больших оптимального, по опытному значению потребляемой мощности путем исключения дисковых, механических потерь и потерь с утечками. Здесь же даны значения кг, рассчитанные на ЭВМ по методу [63]. Видно, что экспериментальные данные подтверждают теоретические вы- [c.66]

При всех режимах течения теоретический нап( с увеличением подачи уменьшается. Однако характер зависимости Hj =Яу (Q) различен при ламинарном течении зависимость линейная, при турбулентном - экспоненциальная для гладких каналов и степенная для шероховатых. При неизменном общем расходе дискового насоса теоретический напор возрастает с увеличением числа дисков /, а угол наклона линий характеристик к оси абсцисс уменьшается — при бесконечно большом числе дисков нуле- [c.24]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология