Мощность дискового трения колеса

Механические потери вызываются трением, связанным с вращением вала и рабочего колеса турбины. Сюда относятся потери в подшипниках и уплотнениях и так называемые дисковые потери, возникающие в результате трения вращающихся частей о жидкость, например в зазорах между ободами рабочего колеса и корпусом (крышкой). Мощность, теряемая на дисковое трение Л диск. определяется формулой [c.124]

Мощность дискового трения (трение внешних поверхностей рабочего колеса о перекачиваемую жидкость) целесообразно рассчитывать по методике,- изложенной в [21 ].. . [c.84]

Мощность дискового трения колеса, залитого парафином, [c.234]

При рассмотрении баланса энергии центробежной машнны мощность дискового трения выделяют особо, полагая, что мощность, получаемая колесом с вала, Л/ состоит из внутренней мощности N 1 и мощности дискового трения Л тр [c.56]

Не вся мощность дискового трения теряется в насосе. Часть ее, переданная жидкости в пограничном слое, прилегающем к колесу и движущемся к периферии, используется полезно при открытом выполнении выхода из пазухи в отвод. [c.234]

Мощность дискового трения рекомендуется определять при вращении рабочего колеса с залитыми межлопастными каналами или шаблона колеса в насосе, создавая при этом давление, соответствующее напору насоса [49]. Расчетным путем определяют мощность трения цилиндрических поверхностей рабочего колеса и значения ее вычисляют из экспериментально полученной величины. Для насосов средних и высоких такой метод определения мощности дискового трения дает удовлетворительное совпадение с действующими значениями. Данный метод содержит ряд неточностей, которые сильно проявляются для ступеней низкого п . [c.280]

Механические потери мощности. При вращении рабочего колеса, залитого парафином, мощность расходуется на преодоление трения в подшипниках, сальнике и на дисковое трение. Потери на трение в сальнике и подшипниках могут быть определены путем замера мощности, потребляемой насосом, опорожненным от воды. Разность механических потерь и потерь в сальниках и подшипниках равна потерям дискового трения. При определении мощности механических потерь вход в спиральный отвод перекрывается неподвижным ободом, закрепленным в корпусе (рис. 3-31). С одной стороны обода оставляется зазор для прохода воды к уплотнению рабочего колеса. При отсутствии обода поверхность трения корпуса насоса увеличивается (поверхность стенок отвода значительно больше поверхности обода). Это ведет к уменьшению окружной скорости потока в пространстве между колесом и корпусом и, следовательно, к возрастанию скорости жидкости по отношению к колесу. Силы и момент дискового трения при этом увеличиваются. Поэтому мощность дискового трения, определенная при отсутствии обода в корпусе, получилась бы завышенной (ошибка достигает 15 20%). [c.176]

При вращении залитого парафином рабочего колеса часть мощности тратится на трение обода, надетого на выходное отверстие рабочего колеса, о жидкость. При работе насоса из этой мощности тратится только небольшая часть, соответствующая трению цилиндрических наружных поверхностей переднего и заднего дисков рабочего колеса. Кроме того, диаметр обода О об немного больше диаметра >2 рабочего колеса. Поэтому измеренная мощность дискового трения должна быть пересчитана на другой диаметр диска и другую ширину его наружной цилиндрической поверхности. [c.176]

Согласно уравнению (3-28) при вращении залитого парафином колеса мощность дискового трения пропорциональна (Ооб + 5е) (е — ширина обода, закрывающего выходное отверстие рабочего колеса, рис. 3-31) при работе насоса дисковые потери пропорциональны >2 [02+5(е—62)] ( 2 — ширина выходного отверстия рабочего колеса). Следовательно, дисковые потери при работе насоса [c.176]

Попутно была уточнена методика определения потерь на дисковое трение в ступенях с низким и с учетом реальных условий рабочего колеса. В результате была предложена зависимость для определения мощности дискового трения (в кВт) в ступенях такого типа с учетом рекомендаций А. А. Ломакина [c.47]

Мощность дискового трения достаточно точно рассчитывается по формулам, приведенным в работах [76, 86, 107, 123, 129]. Следует отметить, что величина мощности дискового трения, подсчитанная по [76], оказалась ближе к экспериментальному значению для обратимого агрегата с 140, чем подсчитанная по рекомендациям других авторов. В работе [63] разбирается, как влияет на величину дискового трения направление вращения рабочего колеса при неизменном направлении движения жидкости, т. е. изменение угловых скоростей вращения в пазухах, а в работе [104] — зависимость дискового трения от формы вращающегося тела. Эти работы помогают более точно подсчитать потери дискового трения расчетным способом без их экспериментального определения. [c.142]

Для определения мощности дискового трения на обеих сторонах колеса (в кет) можно пользоваться формулой [16] [c.57]

Подставив это значение в (89), находим, что мощность дискового трения радиального колеса [c.60]

На рис. 4-14 показан продольный разрез ротора трехступенчатого насоса с уравновешиванием осевой силы при помощи разгрузочного диска (гидравлической пяты). Посадка деталей на вал производится здесь следующим образом. На резьбу правого конца вала ставится цилиндрическая втулка 1, предохраняющая вал от истирания сальниковой набивкой. В левый конец втулки 1 упирается торцовая поверхность разгрузочного диска 2, стопорящегося от поворачивания на валу закладной шпонкой 3. Непосредственно в левый конец ступицы этого диска упирается торец ступицы третьего рабочего колеса 4. Последнее крепится на валу при помощи закладной шпонки 5, рассчитанной на передачу колеса с вала мощности, равной сумме внутренней мощности колеса и мощности дискового трения. [c.100]

Определим температуру жидкости в пазухах насоса, которая определяет плотность и вязкость жидкости в пазухах, влияющих на мощность дискового трения и расход утечек. В связи с высокой турбулентностью потока можно принять, что в пазухах, устанавливается средняя температура, определяемая тепловым балансом тепловая энергия, отводимая с утечками через уплотнения колеса, равна сумме тепла, вносимого из сборника насоса (рассматривается одноступенчатый насос) и тепла, выделяющегося от трения дисков о жидкость. Для одной пазухи запишем [c.132]

Дисковый КПД. При работе насоса затрачивается мощность на преодоление сил трения передней и задней наружных сторон центробежного колеса о жидкость. Мощность дискового трения можно найти по формуле [c.51]

Механические потери мощности. При вращении в воде рабочего колеса, залитого парафином, мощность расходуется на преодоление трения в подшипниках, сальнике и на дисковое трение. Потери на трение в сальнике и подшипниках могут быть приближенно определены путем измерения мощности, потребляемой насосом, опорожненным от воды. При этом должно быть обеспечено [c.232]

Механические потери. Механические потери обусловлены потерей мощности на преодоление трения наружной поверхности колеса о жидкость (дисковое трение), механического трения в подшипниках и сальниках. Эти потери характеризуются механическим к. п. д. [c.367]

Из-за восстановления части кинетической энергии потока в пазухе между колесом и стенкой корпуса действительное значение мощности, расходуемой на дисковое трение, меньше [42] [c.114]

Если бы можно было вычислить величину этой потери, то появилась бы возможность подсчета потребляемой мощности и к. п. д. при перекачивании вязких жидкостей. В этом случае для определения значений параметров насоса потребовался бы только один поправочный коэффициент — для напора. Однако точное вычисление потерь на дисковое трение и на трение в уплотнительных кольцах представляет значительные трудности, так как температура жидкости в зазорах колец и в полостях между дисками колеса и стенками корпуса может сильно отличаться от температуры перекачиваемой жидкости. Поэтому обычно производят оценку к. п. д. насоса, перекачивающего вязкую жидкость, на основании опытных данных, аналогичных приведенным на фиг. 14.17. [c.320]

Так, принятие > 100 сопровождается значительным увеличением числа ступеней в насосе, а следовательно, и соответствующим усложнением конструкции отливок корпуса насоса и, наоборот, принятие < 85 влечет увеличение внешнего диаметра рабочих колес со значительным увеличением затрачиваемо мощности на преодоление дискового трения, так как эта мощность пропорциональна о1. [c.165]

Исходя из этого потери на дисковое трение для проектируемых колес увеличатся более чем на 100% по сравнению с потерями для колеса с двусторонним входом, так как наружный диаметр дисков, а также число дисков, вращаюш ихся в жидкости, для модельного колеса с односторонним входом остается неизменным, а полезная мощность уменьшается в два раза по сравнению с колесом двойного всасывания. Кроме того, потери на утечки также увеличиваются вследствие уменьшения производительности для одностороннего колеса по сравнению с двусторонним. [c.277]

Потери дискового трения. Мощность трения наружной поверхности колес о жидкость складывается из мощности трения боковых поверхностей и мощности трения цилиндрической части обода. При вращении диска в замкнутом пространстве (рис. 96) жидкость, находящаяся между диском и стенкой корпуса, как это было показано в п. 35, вращается с угловой скоростью, равной половине угловой скорости диска при этом ведущий момент трения жидкости о диск уравновешивается моментом торможения вследствие трения жидкости о стенки корпуса. На основное вращательное движение жидкости в замкнутой области, окружающей диск, накладываются вторичные течения, обусловленные явлениями в пограничном слое. Частицы жидкости, непосредственно соприкасающиеся с поверхностью диска, вращаются с окружной скоростью, равной скорости диска. Центробежные силы, действующие на них, не уравновешиваются давлениями в основном потоке, и эти частицы отбрасываются от центра к периферии диска. Вследствие неразрывности потока по стенкам корпуса устанавливается обратное течение к центру. Таким образом, на основное движение накладывается вторичный поток в форме двух кольцевых вихрей. [c.163]

Потери мощности на дисковое трение складываются из потерь на трение боковых поверхностей дисков колес и потерь на трение цилиндрической поверхности радиуса о жидкость [c.33]

Увеличение потребляемой мощности происходит вследствие увеличения гидравлических потерь, а также из-за увеличения дискового трения и трения поверхности уплотнительных колец рабочих колес. С увеличением вязкости жидкости всасывание центробежных насосов ухудшается. Допустимая вязкость жидкости при перекачке зависит от размера насоса. Насосы большего размера, т. е. большей подачи, могут перекачивать жидкости с большей вязкостью. [c.7]

Вследствие увеличения сопротивления на трение в проточных каналах насоса производительность и напор уменьшаются, а мощность увеличивается вследствие увеличения дискового трения и трения поверхности уплотнительных колец рабочих колес. В то же время объемные потери и потери на внезапнее расширение несколько уменьшаются с увеличением вязкости перекачиваемой жидкости. [c.123]

Согласно уравнению (3-24) при вращении залитого парафином колеса мощность дискового трения пропорциональна Ооб (Ооб + 5е) при работе насоса дисковые потери пропорциональны 02 Юг + 5 (е — Ь2)]. Следова- [c.233]

Отсюда отношение мощности дискового трен ваемой колесами потоку, сохраняется при модели ) Что касается мощности трения в сальниках мощности Мгз трения в подшипниках [уравнение изменения иной. Это следует хотя бы из того, что первой степени числа оборотов, а з — квадрату Подставляя полученный результат в уравнени мощность дискового трения в отдельное слагаемое, [c.174]

Так как мощность дискового трения пропорциональна квадрату периферического диаметра и имея в виду, что при равных параметрах = 0,80то при определении относительной потери двухстороннего колеса в формулу (93) вместо коэффициента 4,2 следует подставлять коэффициент 4,2Х0,8 2,7. [c.62]

Для пересчета мощностных характеристик с воды на вязкую жидкость рассмотрим влияние вязкости на моихность дискового трения, мощность импеллера и утечки жидкости через уплотнения колеса. На мощность дискового трения (2.26) и мощность импеллера вязкость влияет через коэффициент трения, который изменяется в зависимости от числа Рейнольдса. [c.130]

Наличие протечек Qy в зазоре bj может привести к увеличению потерь мощности на трение в несколько раз. При отношении bJR > 0,2 расход жидкости через зазор не влияет на момент сопротивления вращающегося диска, если радиальная скорость на входе в зазор не превьшдает окружной скорости обода диска. При малых зазорах соизмеримых с толщиной пограничногаслоя, на диске весьма значителен насосный эффект. Так, при bJR = 0,022 ядро потока в зазоре Ь вращается с угловой скоростью = 0,75со. При этом имеется возможность частичного возврата мощности дискового трения за счет того, что жидкость, сбегающая с боковых поверхностей колеса со скоростью, близкой к его окружной скорости, смешивается с основным потоком. [c.36]

Механические и другие потери. Не вся мощность, развиваемая рабочим колесом турбины, передается генераторному валу, так как некоторая ее доля АЛ/ идет на преодоление трения во вращающихся частях турбины в подшипниках, подпятниках, лабиринтах, на дисковое трение, вентиляцию, па привод механизмов, связанных с валом турбины и предназначенных для ее обслуживания, и др. Эти потери учитываются м ханическим к.п.д. т)т, предствляющим отношение полезной мощности N к гидравлической мощности турбины Л/г- Поэтому [c.91]

Мощность (кВт) дискового трения рабочего колеса [53] Л =0,736С,тЙ(-1 ) (1+ ), [c.114]

Таким образом, необходимо принять, чт.о имеетхя еще одна потеря мощности, равная нулю при режиме максимального к. п. д., которая увеличивается при уменьшении подачи. Эта потеря вызвана обменом количества движения частиц жидкостм, выходяш их из каналов рабочего колеса, с частицами, двигаюищмися в спиральном отводе со значительно меньшими скоростями. Она в известной степени подобна потере на дисковое трение. [c.200]

Определяем мощность, затрачиваемую на дисковое трение (см. гл. XIII) при у = 1. Для этого определяем число Рейнольдса для модельного колеса насоса бПДс [c.277]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология