Мощность потерь гидравлических в насосе

Гидравлическая, т. е. полезно используемая, мощность насоса (без учета потерь в насосе и приводе) определяется по формуле [c.11]

Величина механических потерь оценивается механическим к. п. д., который равен отношению оставшейся за вычетом механических потерь гидравлической мощности к затраченной мощности — мощности на валу насоса М [c.228]

Действительная мощность на валу насоса Л/ д превышает величину Л/ д вследствие потерь энергии на. а) гидравлические потери внутри насосного цилиндра б) непроизводительные утечки жидкости внутри насоса в) трение в подшипниках, шатунно-кривошипном механизме, сальниках и т. п. Эти потери энергии выражаются соответственно гидравлическим (т] ), объемным (т1 ) и механическим (т) ) коэффициентами полезного действия. Таким образом, полный расход энергии [c.114]

Гидравлический к. п. д. насоса представляет собой отношение полной мощности вытеснения ( а < ) р к сумме этой мощности и мощности потерь давления [c.266]

Мощность, переданная валу насоса от двигателя или от приводного устройства, называется мощностью насоса Вследствие гидравлических потерь в самом насосе Л н больше Л д. [c.141]

Мощность, потребляемая насосом (мощность на валу насоса), N больше полезной вследствие потерь в самом насосе (гидравлические потери, утечки жидкости через клапаны ввиду невозможности их мгновенного открытия и закрытия), которые учитываются коэффициентом полезного действия насоса г н [c.273]

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]

Па фиг. 37 видно также, что с увеличением коэффициента вязкости напор, мощность и к. и, д. насоса убывают. Это объясняется ослабление. вихреобразования в рабочем пространстве насоса (падение напора и мощности) и увеличением потерь гидравлического трения (падение напора и к. п. д.) под влиянием вязкости жидкости. [c.46]

Рис. 3.2. Анализ характеристики насоса Зависимость от подачи а — удельной работы и гидравлических потерь б — мощностей

Оценивая потери гидравлического сопротивления, дискового трения, подвода и отвода и механические потери, по формулам (19) — (27) можно определить напор насоса Н, потребляемую им мощность N и полный к. п. д, т] насоса. При оценке указанных потерь можно воспользоваться некоторыми формулами и статистическими данными по насосам центробежного и вихревого типов. [c.53]

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]

Наряду с описанными в разд. 3.4,1.3 объемными потерями в роторных насосах, кроме того, имеют место потери мощности вследствие гидравлического и механического трения. Эти потери суммируются поскольку количественно они не могут быть указаны раздельно [c.59]

Л отв — мощность гидравлических потерь в колесе и отвода — мощность гидравлических потерь в насосе [c.77]

Как следует из баланса мощности, потери мощности на преодоление гидравлических сопротивлений имеют место на всех режимах работы насоса, достигая минимальных значений на опти- [c.101]

Гидравлический к. п. д. насосов с коэффициентом быстроходности меньшим, чем 140 является приблизительно постоянным. Хотя гидравлические потери в процентах подводимой мощности постоянны для насосов с п , меньшим чем 140, объемный к. п. д. падает с уменьшением п , а гидравлический к, п. д. также уменьшается, что видно из уравнения (10. 20). [c.198]

В результате испытания поршневого насоса, зная действительную, индикаторную и полезную мощность насоса и коэффициент его наполнения, легко можно определить как гидравлические, так и механические потери в насосе. [c.278]

Вторым видом потерь в насосе являются гидравлические потери— потери на преодоление гидравлического сопротивления клапанов и каналов, по которым течет жидкость в насосе. Среди гидравлических потерь наибольшее значение имеют потери в клапанах. Потери в каналах насоса обычно малы. Гидравлические потери оцениваются гидравлическим к. п. д., который равен отношению мощности Л/, оставшейся за вычетом гидравлических потерь, к индикаторной мощности [c.212]

Повышение сопротивления конденсаторов по воде и испарителей по хладоносителю вызывает увеличение затраты мощности на привод насосов, что приводит к снижению экономичности всей установки. Мощность, затрачиваемая на прокачивание хладоносителя через испаритель, обращается в тепло, которое передается холодильному агенту и приводит к снижению холодопроизводительности машины, в результате чего еще более снижается ее экономичность. Кроме того, при большом сопротивлении конденсатора или испарителя их гидравлические полости, а также трубопроводы должны быть рассчитаны на более высокое давление, что вызывает излишний расход металла и требует применения специальной арматуры. Поэтому потери давления в полостях воды и хладоносителя аппаратов не должны превышать 0,1 МПа. [c.114]

Расчет спирали или направляющего аппарата можно выполнять по методике, принятой для лопастных насосов. Оценивая потери гидравлического сопротивления по формулам (12) и (13), потери дискового трения по работе [П], потери подвода и отвода по экспериментальным данным и механические потери в приводе и уплотнении, по формулам (20) — (22) можно определить напор насоса Я, потребляемую мощность N и полный КПД насоса. [c.71]

Гидравлическую мощность можно определить через мощность м.п затрачиваемую на преодоление механических потерь в насосе [c.116]

Гидравлические потери. Третьим видом потерь энергии в насосе являются потери на преодоление гидравлического сопротивления подвода, рабочего колеса и отвода, или гидравлические потери. Эти потери оцениваются гидравлическим к. п. д., который равен отношению полезной мощности насоса к мощности N (см. рис. 3-26). Согласно уравнениям (3-2), (3-29) и (3-25) [c.230]

ДiV —гидравлические и пневматические потери мощности в камере насоса [c.12]

Мощность на валу насоса определится исходя из механических и гидравлических потерь в самом насосе, т. е. его к.п.д. -/ н, который колеблется в пределах 0,6—0,9 [c.57]

При гидравлическом расчете определяют длину аппарата, число ходов теплоносителя, потерю напора и мощность, подведенную к насосу для преодоления сопротивления аппарата. [c.262]

Аналогично центробежному насосу потери энергии в поршневом насосе подразделяются на потери механические, объемные и гидравлические. К механическим потерям относятся потери в приводном механизме (редуктор, кривошипно-шатунный механизм, подшипники), уплотнениях поршня или плунжера и уплотнениях их штоков. Механические потери оцениваются механическим к. п. д. насоса, который равен отношению мощности, оставшейся после преодоления механических потерь, к мощности, подведенной к насосу. Мощность, оставшаяся после преодоления механических потерь, передается поршнем насоса жидкости. Будем называть эту мощность индикаторной мощностью [c.214]

Увеличение вязкости жидкости приводит кГ росту гидравлических потерь в насосе, вследствие чего напор насоса падает при неизменной величине теоретического напора. Увеличивается также мощность трения дисков и механическая мощность, связанная с работой импеллера. Объемные утечки через уплотнения колеса с увеличением вязкости уменьшаются за счет снижения коэффициента расхода уплотнения. Несмотря на уменьшение утечек, к. п. д. насоса с повышением вязкости, как правило, уменьшается. [c.128]

В осевых насосах определение потерь в проточной части машины благодаря их взаимосвязанности сопряжено с большими трудностями. Наличие зазора между лопастями колеса и стенкой камеры, в которой установлено колесо, приводит к протеканию потока с рабочей стороны на нерабочую, что вызывает разрушение структуры потока и возникновение добавочных гидравлических потерь. Поэтому в осевой машине следует отдельно, вне обшего к. п. д. машины, рассматривать гидравлические потери внутри насоса эти потери и будут характеризовать качество машины. Потери на трение в подшипниках и уплотнениях и внешние объемные потери надо определять отдельно от гидравлических сопротивлений. Поэтому при составлении баланса мощности следует учитывать только внутренние гидравлические потери, которые разделяются на профильные, концевые и щелевые. [c.66]

Действительная мощность на валу насоса Nт.е. мощность, потребляемая насосом, больше полезной мощности вследствие потерь в самом насосе (гидравлические потери, утечки жидкости через неплотности, потери вследствие трения в подшипниках и т. п.), которые учитываются коэффициентом полезного действия (к. п. д.) насоса т] [c.165]

Гидравлические потери возникают в результате гидравлического сопротивления и вихреобразований во всей проточной части машины. Их определяют экспериментально из баланса мощности насоса путем вычитания полезной мощности, механических, дисковых и объемных потерь по формуле (2.5). [c.38]

Мощность насоса больше индикаторной за счет мощности механического трения в насосе N = Л д + iV ). Источники потерь в гидравлической части — уплотнения поршня, плунжера и штока, в приводной части — крейцкопф, зубчатая передача и опоры качения валов. [c.117]

Уравнение (111,46) применимо к насосам любого действия. Полезная мощность меньше индикаторной, так как при определении не учитываются гидравлические потери в самом насосе и утечки жидкости из рабочей камеры. Отношение полезной мощности к индикаторной называется индикаторным к. п. д. т)г [c.100]

В выражение (П1,3) входят следующие величины т у = 0.10.ч коэффициент подачи, или объемный к. п. д., представляющий собой отношение действительной производительности насоса Q к теоретической (учитывает потери производительности при утечках жидкости через зазоры и сальники насоса, а также вследствие неодновременного перекрытия клапанов и выделения воздуха из перекачиваемой жидкости при давлении ниже атмосферного — во время всасывания) — гидравлический к. п. д. — отношение действительного напора насоса к теоретическому (учитывает потери напора при движении жидкости через насос) Т1 ех — механический к. п. д., характеризующий потери мощности на механическое трение в насосе (в подшипниках, сальниках и др.). [c.128]

Мощность насоса превышает мощность Ng на величину мощности, расходуемой на трение в уплотнениях вала и в подшипниках. Э а мощность трения не имеет гидравлической природы и по уравнению (3-11) не пересчитывается. Однако потери на трение в уплотнениях вала и в подшипниках незначительны, если насос не слишком мал, и для пересчета мощности насоса можно приближенно применить соотношение (3-11). [c.191]

На рис. 3-26 изображен баланс энергии в лопастном насосе. К насосу подводится мощность N. Часть этой мощности теряется (превращается в тепло). Потери мощности в насосе разделяют на потери механические, объемные и гидравлические. [c.227]

Опытный график Я,. = / (Qк) (рис. 3-31), полученный описанным выше способом, при малых подачах отклоняется вверх от прямой линии, которая должна получиться теоретически. Причиной этого является образование на выходе из рабочего колеса и на входе в него обратных токов. Появление обратных токов приводит к увеличению момента сил на колесе и к повышению потребляемой мощности, что и отражается па подсчитанной величине Н . Напор насоса при этом также увеличивается. Дополнительная передача жидкости энергии в результате образования обратных токов сопровождается большими гидравлическими потерями. [c.237]

Графическое осреднение гидравлического к. п. д. не может уменьшить погрешность механических потерь мощности, которые принимаются одинаковыми для всех ре-, жимов работы насоса. [c.253]

Механические потери практически не зависят от подачи насоса. Прибавив мощность механических потерь к гидравлической мощности, получаем кривую ТУ == / (Q ) зависимости мощности на валу насоса от расхода жидкости через рабочее колесо. Для получения кривой мощности характеристики насоса остается учесть объемные потери, которые сдвинут кривую п-сопзе N = I QJ влево на величину утечек [c.193]

Обычно Г) выражается в процентах и характеризует суммарные ( потери энергии в насосе. Отдельные виды потерь характеризуются гидравлическим к. п. д. /рг — отношением полезной мощности насоса к сумме полезной мощности и мощности, затраченной на преодоление гидравлических сопротивлений объемным к. п. д. г об — отношением полезной мощности насоса к сумме полезной мощности < и мощности, теряемой с утечками механическим к. п. д. "Пмех выражающим долю механических потерь в насосе. [c.7]

Предположим, что гидра,влические потери в насосе равны нулю. При этом во вр0мя хода всасывавия давления в.о всасывающем колпаке и в рабочей камере, а во время хода нагнетания давления в напорном колпаке и в рабочей камере одинаковы, и, следовательно, линии Ьс и йа индикаторной диаграммы совпадают с линиями g и кк. Следовательно, моЩ Ность равная при отсутствии гидравлических потерь индикаторной мощности, м.ожет быть определена по уравнению (3-71 ), в котором площадь индикаторной диапра1М МЫ / заменена заштрихованной на рис. 3-52 площадью [c.216]

ВЯЗКОСТИ щцравлического масла важно знать тип насоса. Изготовители насоса, как правило, рекомендут для него пределы вязкости максимальный, минимальный и оптимальный. Максимальная — это наибольшая вязкость, при которой насос в состоянии прокачивать масло. Она зависит от мощности насоса, диаметра и протяженности трубопровода. Минимальная — эго та вязкость при рабочей температуре, при которой пщросистема работает достаточно надежно. Если вязкость уменьщается ниже допустимой, растут объемные потери (утечки) в насосе и клапанах, соответственно падает мощность и ухудшаются условия смазывания. Пониженная вязкость гидравлического масла вызывает наиболее интенсивное проявление усталостных видов изнашивания контактирующих деталей гидросистемы. Повьппенная вязкость значительно увеличивает механические потери привода, затрудняет относительное перемещение деталей насоса и клапанов, делает невозможной работу гидросистем в условиях пониженных температур. [c.207]

Перечисленные свойства в основном определяют преимущества и недостатки воды как бурового раствора. К преимуществам волы относятся 1) повышение показателей работы долот благодаря созданию на забое относительно низкого гидростатического и дифференциального давления, высоким охлаждающей и фильтрационной способностям, поверхностной активности 2) уменьшение потерь напора на преодоление гидравлических сопротивлений в циркуляционной системе вследствие низкой вязкости, отсутствия сопротивления сдвигу и, таким образом, достижения высокого коэффициента наполнения цилиндров буровых насосов, возможности подведения к забойному двигателю и долоту большей мощности 3) удобство очистки от шлама и газа на поверхности благодаря отсутствию структурообразования, в связи с чем не требуется специальных очистных механизмов, возможно освобождение от шлама в больших отстойных земляных амбарах 4) достаточно высокий уровень очистки забоя и ствола скважины от шлама в результате турбулентности течения и низкой вязкости, малому содержанию твердой фазы 5) отсутствие прихватов бурильной колонны, вызванных липкостью фильтрационной корки 6) облегчение условий работы буровой бретады 7) дешевизна и недефицитность в большинстве районов бурения 8) возможность повышения при необходимости плотности до 1200 кг/м введением солей. [c.42]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология