Момент количества движения в насосе

Центробежный компрессор ЦБК и центробежный насос ЦБН относятся к одному классу динамических машин. Принцип действия их одинаков, они также имеют, как это следует из предыдущего параграфа, конструктивное сходство. Уравнение Эйлера, используемое для ЦБН, применяется также для компрессоров. Для них также можно записать выражение теоретического напора. Используя теорему об изменении момента количества движения, можно записать [c.64]

Основная часть момента М, обозначим ее Ai , передается турбинному колесу потоком жидкости, обтекающим лопастные системы, Объемный расход циркулирующей жидкости обозначим Q. Как показано в 3-2, применительно к лопастному колесу центробежного насоса, величина равна изменению момента количества движения потока, вызванному воздействием лопаток колес. Обычно в колесах гидромуфт устанавливают простейшие плоские радиальные лопатки. Согласно обозначениям на рис. 5-15 момент, расходуемый двигателем на увеличение момента количества движения потока в насосном колесе, [c.383]

Основное уравнение лопастных насосов можно вывести на основании уравнения моментов количества движения. Пусть тело М (рис. 2.11) с массой т движется со скоростью и. Количеством движения называется вектор, равный по величине произведению массы тепа па его скорость и направленный вдоль вектора скорости. Спроектировав количество движения на направление, перпендикулярное лучу, проведенному к телу М из точки О, и умножив полученную проекцию на расстояние ОМ = Л, получим момент количества движения тела относительно точки 0 [c.186]

В основу расчета отвода насоса кладутся следующие соображения. Пусть на выходе из рабочего колеса отвода нет. В этом случае иа частицы жидкости не действуют никакие силы и момент количества движения частиц постоянен [c.246]

Для нахождения силового взаимодействия между лопастями рабочего колеса и протекающей жидкостью используем уравнение момента количества движения в форме (3-14) для объема жидкости, ограниченного ободами рабочего колеса и контрольными поверхностями 1 я 2, проведенными по входным и выходным кромкам лопастей (рис. 10-6). В уравнении (3-14) Q — подача насоса, р — плотность перекачиваемой жидкости, причем [c.196]

Уравнение Эйлера показывает, что момент М, передаваемый единице массы жидкости лопастями рабочего колеса насоса, равен разности моментов количества движения этой массы на выходе из рабочего колеса и на входе в него. [c.366]

Рпс. 75. Диаграмма скоростей и моментов количества движения потока в колесе центробежного насоса (к выводу основного уравнения). [c.130]

Из механики известно, что изменение в единицу времени момента количества движения равно моменту равнодействующей внешних сил, действующих на систему. Обозначив через G массу жидкости, проходящей через колесо насоса в единицу времени, получим G os — R os aj) = М, где R v. R — внутренний и внешний радиусы колеса (рис. П-8, а). В нашем случае М — вращающий момент, поэтому, если угловая частота вращения колеса равна ш, то мощность, переданная жидкости лопатками колеса при отсутствии потерь, выразится так Ма = где Ят — теоретический напор, создаваемый колесом насоса. Таким образом [c.119]

Применяя уравнение момента импульса (момента количества движения) и уравнение баланса мощности (уравнение энергии), можно получить основное уравнение теории лопастных насосов, связывающее величину напора с величинами скоростей осредненного потока жидкости. Это уравнение, впервые полученное Леонардом Эйлером в 1751 году, является основой расчета не только лопастных насосов, но и компрессоров, вентиляторов, газовых и гидравлических турбин. [c.52]

Более 80% электропотребления в нефтегазовом секторе приходится на привод насосов и компрессоров. В нынешних условиях указанное оборудование работает с неполной нагрузкой, что приводит к дополнительным потерям энергии. Наиболее перспективным направлением сокращения этих потерь, при максимальном использовании имеющихся нагнетателей, электродвигателей, распредустройств и т.д., является регулируемый привод с помощью гидромуфт. В основу их работы положен закон Эйлера о моментах количества движения жидкости в рабочем колесе турбомашин. Основными преимуществами гидромуфт по сравнению с другими типами регулируемого привода являются [c.142]

Выражение для теоретического напора центробежного насоса получают применением закона момента количества движения к массе жидкости, протекающей через каналы колеса. Этот закон устанавливает, что изменение по времени момента количества движения [c.36]

На рис. 1 представлена принципиальная схема пульсационного центробежно-инерционного насоса. При подаче сжатого воздуха через штуцер I в пульсационную камеру 2 жидкость вытесняется через сопловой аппарат 3, приобретая вращательное движение. При переходе вращающегося потока с радиуса R на радиус г выходного сопла 5 скорость вращения увеличивается пропорционально отношению этих радиусов, что следует из закона сохранения момента количества движения массы G/g [11] [c.64]

Задачи теории лопастных насосов. К основам теории лопастных насосов будем относить закономерности, непосредственно вытекающие из основных положений механики жидкости. Например, определение с помощью уравнения моментов количества движения, работы, передаваемой рабочим колесом жидкости, что представляет собой предмет основного уравнения лопастных машин исследование потока идеальной жидкости в проточной части насоса на основе обобщенного уравнения Бернулли в абсолютном и относительном движении и др. Специальные вопросы теории лопастных машин, относящиеся к расчету рабочих элементов насосов, нами будут рассматриваться совместно с методами расчета как их теоретическая основа. [c.30]

Задачи элементарной теории. Лопастное колесо является основным элементом насоса и в значительной мере предопределяет всю его конструкцию. Поэтому теория лопастного колеса занимает ведущее место в теории насосов. Основное уравнение лопастных машин (2. 39) позволяет свести задачу по определению напора лопастного колеса к определению приращения момента количества движения потока жидкости в колесе, т. е. свести задачу динамическую к кинематической. Но основное уравнение не устанавливает связи между формой и размерами лопастного колеса, с одной стороны, и создаваемым им изменением момента количества движения потока — с другой. Кинематическое исследование потока идеальной жидкости в области колеса на основе уравнений гидродинамики приводит в общем случае (п. 17) к неразрешенным до настоящего времени задачам. Движение реальной жидкости в области колеса в еще меньшей степени доступно исследованию теоретическим путем. Поэтому изучение движения жидкости в колесе производится на основе упрощенных теоретических схем явления с последующей корректировкой полученных результатов данными опыта. При расчете проточной части колес с часто расположенными лопастями (так, что между ними образуются каналы достаточной длины по сравнению с размерами поперечного сечения) основываются на элементарной струйной теории. Для расчета колес с редко расположенными лопастями, когда можно в первом приближении пренебречь их взаимным влиянием, допустимо использование теории и опыта обтекания единичного профиля. Таким образом, существуют две элементарные теории. Пригодность той или иной из них для расчета лопастного колеса определяется относительной величиной поправки на несоответствие результатов расчета данным опыта, а также устойчивостью значения поправки. Если теория удерживает главнейшие черты реального явления, то она является основанием для накопления и обобщения данных опыта. [c.73]

В условиях свободного потока момент взаимодействия жидкости со стенками спирального отвода должен быть равен нулю. Выделим меридианными сечениями аи Ь элемент длины струйки сечением Д/. Применим к выделенному объему уравнение моментов количества движения относительно оси насоса. Момент внешних сил, приложенных к поверхности элемента струйки /, равен [c.118]

Выделим между корпусом и колесом замкнутую область в форме тонкого цилиндрического слоя толщиной / (рис. 93), ограниченного снаружи цилиндрической поверхностью радиуса г , изнутри — по- I верхностью радиуса г,,, слева — стенкой корпуса и справа — движущейся стенкой колеса. Исследуем движение жидкости в выделенном элементе объема, пользуясь уравнением моментов количества движения относительно оси насоса [c.155]

Уравнение центробежных насосов, позволяющее определить теоретический напор, выводится на основании уравнения моментов количества движения, которое для установившегося потока формулируется так изменение момента количества движения массы жидкости, протекающей в 1 с при переходе от одного сечения к другому, равно моменту внешних сил, приложенных к потоку между этими сечениями. В центробежном насосе внешние силы прикладываются к потоку под действием лопаток рабочего колеса. [c.16]

Рассмотрим свободный поток в отводе (см. рис. 2.11), ограниченном только боковыми стенками в виде поверхности вращения. Выделим меридианными сечениями аж Ъ элемент струйки сечением А/. Применив к выделенному объему уравнение моментов количества движения относительно оси насоса, можно показать, что в свободном потоке момент внешних сил, приложенных к поверхности струйки, равен нулю. На частиды жидкости не действуют никакие силы, момент количества движения частиц и момент скорости постоянны. [c.29]

В работе [17] сравниваются экспериментальные характеристики лабиринтного и вихревого насосов и отмечается их сходство. На этом основании была предпринята попытка рассмотреть рабочий процесс лабиринтного насоса с использованием уравнения моментов количества движения так, как это было сделано Пфлейдерером для вихревого насоса [4]. При построении характеристики H Q) этим методом необходимо знать уже два опытных коэффициента, в отличие от методики, изложенной в подразд. 1—7. Кроме того, характеристика получается в виде прямой линии, что не соответствует криволинейной форме характеристик лабиринтно-винтовых устройств и условиям их пересчета по подобию. Автором при испытании одного образца лабиринтного насоса были получены характеристики H Q), близкие к прямолинейным. Это можно объяснить большими гидравлическими потерями в отводе насоса, который представлял собой узкую кольцевую щель. [c.23]

При сжатии потока его тангенциальная составляющая скорости, по закону сохранения момента количества движения жидкости, увеличивается примерно в отношении диаметра винта к диаметру напорной трубы. Таким образом, если на выходе из нарезок насоса нет никаких устройств (спирального отвода, направляющего аппарата), раскручивающих поток жидкости, то в напорную трубу жидкость попадает с большой тангенциальной составляющей скорости. Известно, что гидравлическое сопротивление при течении вращающегося потока жидкости через трубу или отверстие может быть в десятки раз больше сопротивления при течении жидкости без вращения. Поэтому потери энергии жидкости на выходе насоса без специальных устройств могут быть значительными [даже больше Яц и Ыц, подсчитанных по формулам (18) и (19)]. Это явление было установлено уже при первых экспериментах. Были проведены сравнительные испытания одних и тех же рабочих органов со спиралью, направляющим аппаратом и обычной трубой. Для этого, в отличие от описанных экспериментов, направление вращения винта [c.50]

Основное уравнение центробежного насоса, позволяющее определить развиваемое нм давление или напор, можно вывести, используя теорему об изменении моментов количества движения, [c.15]

Применяя данную теорему к движению жидкости через рабочее колесо насоса, допустим, что это движение установившееся, струйное, без гидравлических потерь. Рассмотрим изменение момента количества движения массы жидкости за 1 с. При этом масса участвующей в движении жидкости составит m = pQ (р — плотность жидкости, Q — подача насоса). [c.16]

Русский ученый Л. Эйлер, используя теорему о сохранении момента количества движения, получил выражение для определения теоретического напора Нт, развиваемого насосом. Если предположить, что момент количества движения потока жидкости на входе в рабочее колесо равен нулю, то формула Л. Эйлера имеет следующий вид [c.59]

Основное уравнение центробежных насосов устанавливает зависимость между энергией, сообщаемой потоку в рабочем колесе лопастного насоса, и скоростями потока в нем. При выводе основного уравнения пользуются законом моментов количества движения и исходят из представления о среднем значении скорости по сечению потока. [c.22]

Кинематические параметры движения жидкости через рабочие органы лопастного насоса оказывают решающее влияние на его энергетические показатели. Напор, развиваемый насосом, и коэффициент полезного действия тесно связаны со значением и направлением скоростей потока жидкости в межлопастных каналах колеса. Для установления этой связи воспользуемся классической теоремой об изменении моментов количества движения, которая может быть сформулирована следующим образом производная по времени от главного момента количества движения системы материальных точек относительно некоторой оси равна сумме моментов всех внешних сил, действующих на эту систему. Математически теорема записывается следующим образом [c.34]

Применяя теорему к установившемуся движению жидкости через рабочее колесо центробежного насоса между сечениями от входа в колесо до выхода из него, допустим, что при струйном характере течения приращение энергии на этом участке происходит без гидравлических потерь. Кроме того, дифференцирование в уравнении (2.36) заменим рассмотрением изменения момента количества движения массы жидкости за 1 а [c.34]

Если абсолютная скорость течения жидкости при входе в рабочее колесо насоса Уь то момент количества движения в этом сечении относительно оси насоса (рис. 2.4) [c.35]

Вывод ОСНОВНОГО уравнения лопастных насосов. Основное уравнение лопастных насосов, дающее возможность определить теоретический напор, выводится на основании уравнения моментов количества движения. [c.134]

Для обобщения экспериментальных данных будем исходить из следующих соображений затрата дополнительной мощности на привод насоса, т. е. мощности гидравлического торможения, связана с тем, что при расходах, существенно меньших расчетного, часть жидкости, пройдя по отводу и попадая обратно в колесо, имеет меньший момент количества движения, так как в процессе течения по отводу окружная составляющая скорости снижается. Выделим на выходе из колеса две зоны (рис. 2.13) -область активного потока 051 и вихревую зону (51—52—5з). На поверхности 51—5г вихревой зоны жидкость вытекает из рабочего колеса, а на поверхности 5г—5з втекает обратно в колесо. Обозначим окружную составляющую скорости в зоне 51—5г прямого течения Си, а в зоне обратного течения (52—53)—с. [c.114]

Далее жидкость поступает во входное отверстие рабочего колеса 2 диаметром Оо, а затем в. межлопастные каналы, вращающиеся с угловой скоростью (0. В результате взаимодействия потока жидкости с вращающейся системой лопастей проявляется действие центробежных сил и сил Кориолиса и происходит изменение момента количества движения масс жидкости, определяемое треугольниками скоростей на диаметрах и Ог. Теоретический напор, создаваемый рабочим колесом насоса (напор без учета потерь в насосе), может [c.17]

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]

В реальных условиях работы порщневого насоса в самом начале стадии нагнетания (поршень только пошел влево, см. рис. 3.3) всасывающий клапан закрывается не мгновенно (ввиду конечной скорости движения тарелки клапана), и часть уже попавшей в цилиндр жидкости возвращается из него во всасывающий трубопровод. Аналогично, в момент начала всасывания нагнетательный клапан закрывается также не мгновенно, а с некоторой конечной скоростью. Поэтому всасывание некоторого количества жидкости под поршень цилиндра происходит не из всасывающего, а из нагнетательного трубопровода. Такая (с запаздыванием) работа клапанов приводит к уменьшению реальной производительности насоса простого действия по сравнению с идеальной [c.280]

Перед пуском насоса всасывающая труба и часть всасывающего воздушного колпака, сообщающегося с атмосферой через кран М, заполняются перекачиваемой жидкостью, удерживаемой обратным клапаном /С после этого кран М закрывается. После пуска насоса жидкость будет вначале всасываться из колпака, где уровень ее будет понижаться. При этом давление воздуха будет соответственно падать до тех пор, пока оно не достигнет значения, достаточного для того чтобы под действием давления Ро открылся клапан К и жидкость начала поступать в колпак. На протяжении короткого периода из колпака будет всасываться большее количество жидкости, чем в него поступает, поэтому уровень в колпаке будет понижаться и приток жидкости соответственно увеличиваться. Очевидно, наступит момент, когда приток жидкости в колпак и расход из него приблизительно сравняются. Начиная с этого момента установится примерно постоянная разность между давлениями на свободную поверхность жидкости в расходном сосуде Ро и в воздушном пространстве колпака, и тогда движение жидкости во всасывающем трубопроводе до колпака приблизится к равномерному. На участке от колпака до поршня движение жидкости останется неравномерным, поэтому стремятся к минимальной длине этого участка. [c.109]

Поршневой насос с воздушными колпаками на всасывающем и нагнетательном трубопроводах схематично представлен на рис. 27. Во время всасывающего хода поршня жидкость в цилиндр поступает из колпака 1. Верхняя часть колпака заполнена воздухом, весовое количество которого постоянно, но объем меняется непрерывно под влиянием изменения давления, вызываемого движением поршня. Одновременно с отсосом жидкости из колпака происходит поступление ее в колпак из всасывающей трубы. Так как диаметр патрубка 4 больше диаметра трубопровода 5, то и жидкости в колпак подается меньше, чем из колпака в цилиндр, и уровень ее в колпаке в течение всасывающего хода уменьшается. При этом разрежение в колпаке увеличивается. В момент прихода поршня в правое мертвое положение всасывающий клапан закрывается. Из цилиндра жидкость начинает вытесняться в нагнетательный трубопровод, а жидкость из всасывающего трубопровода под влиянием разрежения продолжает поступать в колпак, сжимая находящийся в нем воздух. Это движение жидкости в колпак должно продолжаться до конца хода нагнетания в цилиндре. По достижении поршнем левого мертвого положения начинается всасывание. Всасывающий клапан открывается, и жидкость начинает снова поступать в цилиндр из колпака — цикл повторяется. [c.52]

Обычно расчет спиральных камер насосов ведут, исходя из условия сохранения момента количества движения гс = onst [6]. Однако такой метод физически не обоснован, поскольку согласно опытам момент количества движения в поперечных сечениях камеры заметно изменяется. [c.59]

Вычитаемый ч.чен в уравнении Эйлера возникает только в том случае, когда член создан подводящим каналом (либо предвключенным насосом), способным воспринять ьюмснт сил, равный сообщенному жидкости моменту количества движения. [c.48]

Для вывода основного уравнения центробежного насоса применим закон изменения момента количества движения к установившемуся течению массы жидкости, иоотекаюш,ей через каналы рабочего колеса. [c.20]

Основное уравнение центробежного насоса, позволяющее определить развиваемый им теоретический напор, мож1Ю вывести, используя теорему о моменте количества движения. Применительно к движению жидкости в канале рабочего колеса насоса эта теорема формулируется так приращение момента количества движения 1 кг массы жидкости за время прохождения межлопастного пространства равно моменту импульсов всех внешних сил, приложенных к потоку от входа в канал до выхода из него за тот же промежуток времени t. [c.14]

Основная доля энергии, передаваемой жидкости в шнекоцентробежном насосе, обеспечивается центробежным колесом. Поэтому изучение процесса передачи энергии в центробежном колесе определяет пути повышения эффективности шнеко-центробежного насоса. При определении приращения энергии жид- кости в центробежном колесе обычно используют теорему о моменте количества движения для абсолютного течения потока, на основании которой получают уравнение Эйлера, связывающее теоретический напор центробежного колеса со скоростями потока и колеса на входе и выходе [c.49]

Если труба не горизонтальна, в правую часть уравнений баланса количества движения нужно включить соответствующие составляющие силы тяжести. При исследовании и проектировании машин вращательного действия, таких, как турбины и ротационные насосы, удобнее записывать уравнение баланса количества движения через вращающий момент и момент количества движения. Мы не будем рассматривать таких задач, они рассмотрены в других книгах, например, у Хунзейкера и Райтмайра [69]. Наряду с непосредственными приложениями уравнения баланса количества движения, иллюстрируемыми в приводимых примерах и задачах, оно окажется полезным в дальнейшем при рассмотрении уравнений пограничного слоя и уравнений движения. [c.46]

Дозирующий насос состоит из ряда роликов, приводимых в движение цепью, которые одновременно сдавливают несколько (до двадцати) пластмассовых трубок различного диаметра, производя пульсирующие движения, с помощью которых жидкость отмеряется и подается в систему. Поток через каждую трубку регулируется роликами, так что газы или жидкости подаются в необходимой пропорции. Ролики надавливают на трубки каждые две секунды в этот момент открывается воздушный кран и пропускает в систему дозированное количество воздуха. Воздух смешивается с двил<ущим потоком через точно заданные интервалы времени, образуя множество пузырьков. Эти пузырьки действуют как барьеры и разделяют каждый образец (и поток реагента) на большое число дискретных объемов жидкости. Кроме того, пузырьки воздуха непрерывно очищают стенки трубки и снижают возможность загрязнения последующих объемов того же образца. [c.542]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология