Потери дисковые

Различают четыре вида внутренних потерь дисковые потери трения на внешних поверхностях лопастных колес и поверхностях [c.36]

В одноступенчатых машинах сказывается также влияние расхода мощности на преодоление потерь дискового трения. Поэтому в одноступенчатых машинах разгрузочный диск применяют редко. [c.66]

Разность суммарных механических потерь и потерь в сальнике и подшипниках будет равна потерям дискового трения. [c.233]

Мощность потерь дискового трения будем обозначать через Nor- [c.17]

С увеличением длины проточной части лабиринтных насосов их к. п. д. т) / несколько возрастает, так как при этом повышается полезная мощность насоса, а потери дискового трения остаются примерно постоянными. [c.31]

Желательно иметь диаметр винта наименьшим с целью снижения потерь дискового трения, однако при это.м нужно учитывать, ч о дли 1а насоса увеличивается. [c.52]

Ряд авторов разделяют механические потери на внутренние и внешние [35, 49, 53]. Внешними потерями считаются потери в концевых уплотнениях и в подшипниках, внутренними — потери дискового трения. [c.112]

Собраны значительные опытные данные по потерям дискового трения в холодной воде. Применяют несколько формул, являющихся следствием основной формулы [c.192]

Отметим быстрое возрастание потерь дискового трения при значениях меньше 140. Почти на всем диапазоне изменения объемные потери равны приблизительно половине потерь на дисковое трение. [c.194]

Механические потери, включая потери дискового трения, не зависят от,подачи, однако их относительная величина для малых подач возрастает, поскольку с уменьшением нодачи потребляемая насосом мощность уменьшается. Относительная величина мощности, теряемой из-за утечки, также увеличивается при малых подачах по той же причине. Кроме того, утечка (в м / час) увеличивается по мере уменьшения подачи вследствие происходящего при этом возрастания напора [c.200]

Механические потери (дисковые) относят к гидравлическим потерям, которые находят по формуле [c.78]

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]

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]

Механические потери (дисковые и трения) [c.170]

На рис. 16 для тех же рабочих органов показаны точки, соответствующие значениям т]г [см. формулу (29)], подсчитанным по экспериментальным данным, а также зависимости коэффициента % от подачи [см. формулу (9)]. Экспериментальные точки удовлетворительно совпадают с прямыми 2 и 3. Относительно прямых 1, 4 и 5 точки rir расположены несколько ниже. Эти отклонения можно объяснить в основном потерями на трение в рабочем пространстве насоса, подводе и отводе, а также потерями дискового трения. Кроме того, в процессе экспериментов случались ошибки при определении потерь на трение в приводе. Влияние этих потерь возрастает с увеличе- [c.27]

На рис. 34 и 35 штриховыми линиями показаны осредненные экспериментальные зависимости значений максимального КПД Т1г.тах от а для случаев использования лабиринтных устройств в качестве насосов. Максимумы значений КПД смещены относительно максимумов к в сторону меньших а. Снижение КПД при больших углах а связано, по-видимому, с увеличением гидравлических потерь на трение и утечек [см. формулы (12), (13) и (15)] в каналах винта и втулки. При слишком малых а снижение КПД можно объяснить тем, что коэффициент напора и полезная мощность уменьшаются с уменьшением а, в то время как потери дискового трения изменяются мало. Следует отметить, что приведенные зависимости т)г.тах [c.41]

КПД с увеличением зазора также несколько уменьшается, что объясняется увеличением доли потерь дискового трения при падении полезной мощности. Основную часть КПД т)г насоса составляет т]т, не зависящий от зазора б. [c.45]

Одни и те же параметры насоса можно получить для различных диаметров рабочих органов. Следует стремиться к наименьшим диаметрам винта и втулки, так как при этом уменьшаются потери дискового трения, увеличиваются размеры профиля нарезок и, следовательно, снижаются гидравлические потери в проточной части и уменьшаются радиальные размеры насоса. Однако уменьшение диаметра рабочих органов ограничивается длиной проточной части. [c.71]

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]

При отработке ступеней низкой быстроходности возникают серьезные трудности в достаточно надежном определении потерь дискового трения, а также в учете влияния ряда геометрических параметров на характеристику насоса. [c.46]

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]

Зная потери дискового трения Л д.тр и объемные д, нетрудно подсчитать Я., (О). Вычитая из теоретического напора H для насосного режима или прибавляя к нему — для турбинного режима действительный напор Я О), определяем суммарные гидравлические потери Л (С). [c.142]

Наиболее значительными являются потери дискового трения. Трение колеса о жидкость зависит от состояния поверхности колеса и в равной мере от внутренней [c.56]

У центростремительно-осевых колес полузакрытого типа потери дискового трения и в каналах колеса вследствие отсутствия покрывного диска даже ниже, чем у центростремительно-осевого закрытого колеса. Однако из-за наличия переднего зазора в (см. рис. 1Х-22 и 1Х-23) ступеням с полузакрытыми колесами свойственна дополнительная потеря от перетекания. Для экономичной работы передний зазор 5 выполняют малым, что предъявляет высокие требования к конструированию, изготовлению и эксплуатации. [c.411]

Поэтому для предотвращения излишних гидравлических потерь в проточной части необходимо исследовать, хотя бы качественно, каким образо М параметры р и центростремительного турбодетандера влияют на величины скоростей, характер течения и числа М в каналах колеса, крив изну каналов и их меридиональный профиль, а также как влияет реактивность на тип сопла. Кроме того, необходимо исследовать влияние р и ц на внешние потери дисковую я от утечки. Наконец, особому исследованию подлежит влияние числа лопастей рабочего колеса. [c.31]

Потеря дискового трения, выраженная в безразмерных величинах с учетом формул (3-59) и (6-13), [c.154]

Приближенную оценку потерь дискового трения, которые будут сказываться только на мощности насоса, можно производить по по-туэмпнрической формуле, приведенной в [5]. [c.17]

На фиг. 14—15 экспериментальные точки к. п. д. расположены несколько ниже теоретических прямых. Объяснить это отклонение только потерями трения в рабочем пространстве насоса не удается, так как их влияние на к. п. д. насоса сравнительно мало. Отклонение можно объяснить потерями дискового трения и потерями в подводе и отводе (см. ниже), а также ошибками при определении механических потерь привода в эксперименте. Влияние последних потерь возрастает с увеличением подачи насоса, так как при этом гидравлическая мощность насоса убывает, а мощность, затрачиваемая на трение в уплотнении, в кронигтейне и в электродвигателе изменяется сравнительно мало. Ошибки в эксперименте при определении мош- [c.26]

Из фиг. 26 видно также, что к. п, д. т]г насоса с увеличением зазора несколько падает. Это уменьшение сравнительно невелико и может быть объяснено ростом удельного веса потерь дискового трения в насосе при падении его полезной мощности. Как уже отмеча- [c.35]

Обычно принимают, что в зазоре между диском и неподвижной стенкой жидкость вращается с угловой скоростью, равной половине угловой скорости диска. Это подтверждается как теоретическими соображениями, так и упомянутыми выше опытами Шульц-Грунова [7]. Потери дискового трения в насосе на 5—10% больше вычисленных с помощью фиг. 10. 7. Это объясняется тем, что фактическая площадь дисков рабочего колеса больше, чем площадь плоского диска такого же диаметра, использованного в экспериментах. [c.194]

Расход мощности на потери дискового трения (гл. XIII) [c.193]

Кроме того, на входе в насос и на выходе из него всегда существуют гидравлические потери на трение (на вихреобра-зование, трение жидкости о стенки). Эти потери можно разделить на потери на трение течения жидкости в подводе и отводе и потери так называемого дискового трения (для лабиринтного насоса трения жидкости о торцы винта). С увеличением отношения длины винта к его диаметру относительное влияние потерь дискового трения на характеристику насоса уменьшается. [c.18]

Приближенную оценку потерь дискового трения, которые влияют только на мощность насоса, можно производить по полу-эйпирической формуле, приведенной в работе [II]. [c.18]

Мощность потерь дискового трения обозначим ЛГд т. Потери трения в подводе (полуспиральном, осевом) и отводе (спиральном, осевом, направляющем аппарате) определяют экспериментально. Они влияют на напор насоса. Потери мощности при этом APjtoQ. [c.18]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология