Область использования напору

Рекомендуемые области использования радиально-осевых и поворотно-лопастных турбин по напорам и мощности показаны на рис. 7-1. Всего предусмотрено восемь типов поворотно-лопастных и восемь типов радиально-осевых турбин. Наибольшая мощность [c.140]

На рис. 12-2 показана универсальная характеристика осевого насоса типа ОП2-110 при п = 485 об/мин. В поле координат <3 — Н проведены кривые для различных углов установки лопастей рабочего колеса — от ф = — 10° до ф = +2° (за угол ф = О принимается расчетный, на который проектировалось колесо, поэтому этот угол обычно проходит вблизи области максимума к. п. д. характеристики — яблочка ). Нужно обратить внимание на одну особенность этих кривых при Q = О развиваемый насосом напор составляет 30—32 м, с увеличением подачи О напор быстро падает, кривые Н = н (Q) близки к прямым, но на участке О = 1,6ч-3,2 м /с они резко смещаются вверх, причем чем больше ф, тем это смещение больше. Далее с ростом Q развиваемый напор падает. Эта часть характеристики и является рабочей (сейчас принято давать не всю характеристику, а только ее рабочую зону). Здесь нанесены изолинии к. п. д. г , причем в зоне оптимального режима он составляет 87%. Рекомендуемая область использования насоса, показанная утолщенной линией, располагается в пределах углов от ф = 0° до ф = —8°. [c.232]

Когда известны требуемая подача <3 и статический напор а также определены потери в трубопроводах йп,,,, а следовательно, и Я(., то основная задача подбора насоса состоит в том, чтобы рабочий его режим находился ближе к оптимальному и во всяком случае лежал в пределах рекомендуемой области использования насоса (см. рис. 12-1). Поскольку число выпускаемых типов насосов ограничено, то не всегда удается удовлетворить этому требованию. В таких случаях идут на некоторые изменения исходных условий либо на установку нескольких насосов. [c.238]

На рис. 4-56 показаны области использования различных гидротурбин по напору и мощности. Предельные границы по напору в основном определяются прочностными и кавитационными показателями. Чем выше напор, тем должно быть ниже значение коэффициента кавитации (Т (3-47), яо для этого приходится идти на уменьшение коэффициента быстроходности п (3-36), что следует из (3-55). Таким образом, по мере движения вправо, в сторону увеличения напора, применяются системы и типы турбин с меньшей быстроходностью. Определенное значение имеет и величина мощности. Например, переход от реактивных к активным турбинам для большей мощности происходит при более высоком напоре. Ограничения по величине мощности зависят от предельных максимальных и минимальных размеров турбин (диаметр). Принято турбины делить на крупные, средние и мелкие. Крупные (на рис. 4-56 показаны белым полем) имеют диаметр рабочего колеса [c.155]

Если яа одну линию параллельно присоединяется несколько насосов, как показано на рис. 11-9,а, то расход в линии равен сумме подач всех работающих насосов, а напоры, развиваемые всеми насосами, будут одинаковы (практически). Это условие позволяет построить суммарную характеристику для всей группы параллельно работающих насосов. На рис. 11-9,6 показан простейший случай, когда параллельно включаются два одинаковых насоса Я . Суммарная характеристика Я1+2 строится удвоением абсцисс (расходов С ) одной характеристики. Аналогично деформируется линия т)ц-2. Следует обратить внимание на то, что для двух насосов Я1+2 рекомендуемая область использования расширяется по Q в 2 раза. [c.370]

Испытания насосов проводят с целью проверки их соответствия требованиям стандартов и технических условий. На основе испытаний определяют соответствие действительных параметров насоса (подачи, напора, потребляемой мощности, к. п. д.) расчетным. Выявляют наиболее рациональные области использования данного насоса. [c.140]

Подача и напор объемных и динамических машин Области, использования различных машин [c.411]

Область использования осевых насосов — большие подачи при малых напорах. Они применяются в качестве циркуляционных на мощных тепловых электростанциях, в насосных шлюзовых установках, в ирригационных системах, в системах промышленного водоснабжения и т. п. На судах осевые насосы применяются в качестве циркуляционных насосов главных конденсаторов и в качестве водометных движителей. [c.97]

Области использования турбин различных видов и систем показаны на рис. 15-5. Границы по напору и по мощности не являются абсолютно жесткими. Верхняя граница по мощности в основном определяется наибольшим размером рабочего колеса Реактивные турбины принято делить на крупные ( >1 от 2—2,5 м до 10—8,5 м для средних напоров и до 6— 4,5 м для высоких напоров), мелкие и средние ( >1< <1,8—2,5 м). [c.276]

Диагональные турбины являются новой системой, и этим можно объяснить, что еще не существует сложившегося, единого представления о целесообразной области их использования [18]. Эти турбины могут иметь не только различное число лопастей, но и различный угол 0 (рис. 2-25). С ростом напора угол 0 уменьшается. Соотношения примерно такие напоры 40—80 м, 0 = 60° напоры 60—130 м, О = 45° напоры 120—200 м, 0 = 30°. [c.43]

Результаты этих исследований обрабатывались с использованием расчетных зависимостей, полученных по теории максимального расхода. Изменение момента движения в камере закручивания учитывалось по уравнению (5. 4), а потеря напора по (5. 24). При этом коэффициент потерь Д определялся по экспериментальной кривой, обобщающей опытные данные (рис. 85). Для коэффициента трения / зависимость от числа Рейнольдса, предложенная в работе [129], несколько отличается (особенно в области малых значений) от соответствующих зависимостей, данных Л. А. Клячко и В. И. Кирсановым (см. рис. 85). [c.180]

Диагональные турбины являются новым типом турбин, и этим можно объяснить, что еще не существует сложившегося единого представления о целесообразной области их использования. Эти турбины отличаются от осевых турбин не только формой и числом лопастей, но и углом 0 (рис. 4-35). Судя по имеющимся опытным данным, можно ожидать, что диагональные турбины окажутся эффективными в диапазоне напоров от 35— 40 м. до 150—200 и. При этом с увеличением напора уменьшается угол 0. Соотношения примерно такие [c.132]

Как отмечают авторы работы [53], в некоторых условиях характеристики гидроструйных насосов могут зависеть от шероховатости поверхности их проточной части. П. Н. Каменев [23] даже ставит в непосредственную зависимость от нее расчетные величины для гидроструйных насосов. Однако, как показано в работе [53], коэффициент трения проточной части определяется в основном величиной Re, а влиянием шероховатости ее стенок в большинстве случаев можно пренебречь. Более того, можно показать, что использование В. П. Рудником [55] выводов П. Н. Каменева [23 ] о том, что напоры гидроструйных насосов в области малых коэффициентов подсоса и могут быть повышены за счет тшательной обработки поверхностей их проточной части, приводит при анализе параметров преобразователей характеристик центробежных насосов (см. гл. 8) к получению физически неверных результатов. Так, по данным В. П. Рудника [55], КПД струйных преобразователей может стать больше единицы, что, конечно, неверно. [c.28]

Со времени опубликования в 1948 г. первого издания данной книги область применения центробежных насосов значительно расширилась. Одновременно поднялись на новый уровень напоры, приходящиеся на ступень, давления и температуры перекачиваемых жидкостей, числа оборотов и размеры насосов. Это выдвинуло ряд новых проблем — гидравлических, механических, металлургических и технологических. За истекший период времени в теории и практике конструирования достигнут значительный прогресс на основе лучшего понимания характера потока в элементах насоса. Этим оправдывается опубликование в настоящее время второго издания данной книги, в котором сохранены теоретическое обоснование действия рабочих органов и способ представления экспериментальных данных, использованные в первом издании, так как они выдержали проверку временем. Успешное применение этих методов в области турбокомпрессоров за последнее десятилетие также подтвердило правильность их. [c.5]

Этому способствовали использование двигателей с большим числом оборотов (3600 в минуту или более), возросший спрос на насосы с большими подачами в различных областях применения насосов и разделение напора на большее число ступеней. [c.201]

Большие перспективы в развитии и совершенствовании техники насосостроения и расширении областей применения центробежных насосов открывает использование герметичного привода [12]. Насосы с герметичным приводом развивают напор до 300 м столба жидкости и пригодны для работы при температуре до 400° С под давлением в контуре до 1000 ат. Отсутствие сальникового уплотнения полностью исключает возможность потерь продукта в результате утечки, что делает эти насосы незаменимыми для перемещения токсичных продуктов вне зависимости от давления в контуре. Привод насоса осуществляется с применением защитной гильзы, отделяющей ротор двигателя от статора, снабженного системой охлаждения. [c.218]

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 линиях значительного диаметра эффекты трения сравнительно небольшие и не могут быть единственной причиной указанных отклонений. В действительности основной причиной является пренебрежение потерями напора при ускорении частиц от практически нулевой начальной скорости до стабильной скорости в транспортной линии. Было найдено, что ускорение частиц происходит в начальном участке длиной 3,5—4 м. В нижней части линии скорость частиц очень мала, и фактор скольжения больше, чем в расположенной выше области. По мере ускорения частиц скольжение уменьшается с одновременным изменением плотности в линии, происходящим в местах, начиная от подачи частиц до точки, где скорость становится постоянной. Для определения общих потерь напора необходим отдельный расчет нижней части линии с использованием среднего интегрального фактора скольжения и средней плотности в этой части, а затем суммирование гидростатических потерь напора с потерями напора, расходуемыми при трении и ускорении частиц. [c.111]

Заметным недостатком работы применяемых трубчатых сверхцентрифуг является пенообразование при выходе фугата из машины. Этот недостаток сужает область применения трубчатых сверхцентрифуг. Необходимо создать герметизированный отвод фугата с использованием центробежного напора. [c.298]

В работе [8] нами приведены технологические расчеты по определению оптимальной концентрации газа и выбору технологической схемы процесса при условии минимальных приведенных затрат на катализатор и поверхность теплообмена. Зависимость приведенных затрат от концентрации ЗОо имеет пологий минимум в области 9—10% ЗОг. Оптимальными можно считать концентрацию 9,5% ЗОг в газе, полученном при обжиге колчедана, и схему процесса, в которой на первой стадии окисления три слоя катализатора, а на второй — два (34-2). Такая схема обеспечивает высокую степень конверсии Ог даже при снижении активности катализатора первого слоя. С целью наилучшего использования температурного напора для подогрева газа перед второй стадией контактирования используют тепло реакции как второй, так и первой стадии контактирования. Вопрос о защите теплообменников от коррозии, вызываемой сернокислотным туманом, в упомянутой работе не рассматривался. [c.78]

С использованием неравенства (67) выявляется область, в которой будет происходить процесс конденсации и определяется температурный напор на стороне конденсации. [c.315]

Методика расчета основных параметров скважин, эксплуатирующихся газлифтом, может быть построена при выявлении областей существования различных режимов, соответствующем определении плотности потока и использовании зависимостей для нахождения потерь напора за счет гидродинамического трения. [c.23]

При определении положения контакта с использованием законтурных скважин, расположенных на значительном расстоянии от газовой залежи, следует учитывать направление движения вод от области питания до области разгрузки и потери пьезометрического напора на расстоянии от данной законтурной скважины до газовой залежи, [c.37]

Рассмотрим случай регулирования по способу 1а (см. рис. 9. 2). Так как регулирование осуществляется посредством дросселирования после машины, то область возможных режимов в процессе регулирования ограничивается областью, лежащей ниже и левее характеристики / машины. Потери группы 1 при данной характеристике машины зависят от характеристики сети. Так, например, при работе на сеть с характеристикой р = onst (линия 4 на рис. 9. 2) переход от расхода Qp на оптимальном режиме к расходу Qa сопровождается потерями в дросселе, равными в соответствующем масштабе отрезку аЬ, а использованный напор будет равен отрезку bQa- При этом к. п. д. регулирующего устройства будет [c.284]

Здание ГЭС, в котором установлена радиально-осевая турбина, показано на рис. 2-4, а область использования турбин этого вида по напорам дана на рис. 2-1. Более детально устройство и конструкцию радиально-осевых турбин (за границей их называют турбинами Френсиса) рассмотрим на примере одного из вариантов созданной ЛМЗ уникальной турбины Саяно-Шушенской ГЭС, показанной на рис. 2-26 и имеющей следующие параметры напоры 175 — 220 м, мощность расчетная 650 МВт, при напоре 206 м и выше 710 МВт, диаметр рабочего колеса Dj = 6,5 м, частота вращения п = 136,4 об/мин. [c.43]

Если известна требуемая величина подачи О, определены статический напор Яст и потери в трубопроводах Лтр, а следовательно, и Ясети. то основная задача подбора насоса состоит в том, чтобы фактический его режим находился ближе к оптимальному и во всяком случае лежал в пределах рекомендуемой области использования насоса (рис. 10-1). Поскольку число выпускаемых типов насосов ограничено, то не всегда удается удовлетворить этому тре-бованию. В таких случаях либо идут на, некоторые изменения ис-ходных условий (например, можно увеличить Q, но зато чаще останавливать насос, если ои качает воду в бак, или устано- о вить несколько насосов, применяя их параллельное или последовательное соединение), либо используют привод с другой сто-ростью вращения (нужно иметь [c.363]

Указанная область высоких напоров при малых подачах обеспечивается насосами вихревого типа, центробежными одноступенчатыми насосами, работающими на режимах недогрузки (по подаче и мощности), и многоступенчатыми центробежными насосами. Использование этих насосов для перекачивания химически агрессивных жидкостей во многих случаях связано с большими трудностями в подборе материалов, способных работать на трение при смазке перекачиваемой средой (межступенные втулки многоступенчатых центробежных насосов, колесо и крышка вихревого насоса), и в изготовлении деталей сложной формы из специальных материалов (колесо, спираль центробежного насоса). Кроме того, эксплуатация одноступенчатых центробежных насосов с большой недогрузкой нежелательна из-за чрезвычайно низких значений их к. п. д. на этих режимах. [c.3]

Подбор насоса для воды может быть осуществлен по графикам нормальной номенклатуры, которые в координатах Я 1 Q дают зону целесообразного использования насоса каждого типоразмера. При этом следует учитывать, что для расширения области применения каждого типа консольного насоса и насоса с колесом двойного входа предусмот-оена обрезка их колес по диаметру с целью снижения расхода и напора. Расширение области использования пропеллерных насосов достигается изменением угла установки рабочих лопастей. На фиг. 13-26 и 13-27 приведены графики нормальной номенклатуры лопастных насосов, заимствованные цз ГОСТ 2545-46 и 4241-48. Следует, однако, иметь в виДу, что еще не все типоразмеры насосов нормальной номенклатуры выпускаются заводами. Каждый криволинейный четырехугольник на поле координат О и Н дает область применения насоса, марка которого вписана внутри четырехугольника. Здесь же указано нормальное число оборотов рабочего колеса. При изменении числа оборотов против указанного пересчет подачи и напора насоса может быть произведен по формулам (13-22 По вертикали вверх или вниз (жирная линия) указана величина [см. формулу (13-26)] в и/ и соответствующий ему расход. [c.565]

И ВЫСОКОГО давления. Так, например, в отдаленном цехе или участке завода установлена печь с одной или двумя форсунками общей производительностью 20—25 кг час. Для работы этих форсунок необходимо подавать 250—300 м час воздуха при напоре порядка 400—500 лад вод. ст. Наименьшие из существую щих вентиляторов высокого давления имеют минимальную производительность порядка 2000 м 1час. Мощность электродвигателя для привода этого вентилятора должна быть не ниже 5—6 квт, причем необходимо строго следить за недопущением изменения режима работы вентилятора, ибо потребная мощность электродвигателя может резко возрасти. Установка такого вентилятора для упомянутых двух форсунок приведет к работе его с очень низким к. п. д. в неустойчивой области характеристики. Несмотря на незначительное использование подачи мощность, потребная для привода вентилятора, останется в пределах 4—5 квт. [c.250]

Материал подается на 4-й участок при температуре окружающего воздуха. Начальная температура материала на каждом т — 1) участке равна конечной температуре т-ного участка, т. е, а1 = Ь1, 0.1 = Ь з, 01 = Ь1. Материал, постепенно перемещаясь по установке, попадает в область более высоких температур, и, хотя температурный перепад на каждом участке А/= 100—120, осуществление в целом принципа противотока дает превышение конечной температуры материала по сравнению с конечной температурой газа на 40°, а средний температурный напор в этом случае (А/ .р=180) примерно на 14% выше, чем на каждом участке в отдельности = 156) из графиков видно, что увеличение числа участков способствует более полному использованию телшературного напора в целом по установке. Например, [c.118]

Важным показателем является вязкость хладоносителя большей величине его будет отвечать меньший коэффициент теплоотдачи (а значит — повышенный расход металла на аппарат) и большие потери напора на перемещение жидкости. Характерно, что оба показателя лучшие у воды, которая, таким образом, является в своей области Температур наилучшим хладоносителем. Сравнительно большая вязколть у гликолей, что делает их показатели худшими, чем у рассолов. В области температур, приближающихся к температуре замерзания хладоносителя, его вязкость резко возрастает, в связи с чем в этой области рассматриваемые показатели особенно неблагоприятны. Поэтому при температурах около —50° С лучшие результаты могут быть получены при использовании аммиака в качестве хладоносителя. Углеводородные соединения (несмотря на худшие показатели) приходится применять в области низких температур, где не могут быть использованы другие хладоносители. [c.230]

Лабиринтно-винтовые насосы и уплотнения получают все большее распространение в промышленности, особенно в тех ее областях, где ведутся работы с агрессивными средами и требуются сравнительно высокие напоры при малых подачах. Это, во-первых, объясняется простотой их формы и возможностью-изготовления рабочих органов из металлов и неметаллов. Во-вторых, при их использовании в качестве насосов по энергоэкономическим показателям они конкурентоспособны с центробежными и вихревыми насосами в области низких значений коэффициента быстроходности (Пв ОО). [c.109]

Зависимость Ыи = / (Ке ) устанавливалась изменением ско рости продуктов сгорания в эрлифте, которое достигалось регу лированием количества подаваемого в горелку газа и воздуха Опыты проводились при оптимальной глубине погружения, обес печивающей полное использование тепла продуктов сгорания При проведении каждой серии опытов поддерживался одинаковым температурный напор Ы. Область изменения числа НСр лежала в пределах 800—5000, а число Кутателадзе Ки = 5,56 -ь2,2, что соответствовало температуре продуктов сгорания = 500 ч-- 1200° С. Температура раствора сульфата аммония при этом изменялась от 68 до 87° С. Коэффициент теплоотдачи от продуктов сгорания к жидкости составлял 140—10 000 ккал/(м -ч-град). [c.141]

В заключение следует отметить, что для анализа совместной работы элементов подающе-разводящих систем водоснабжения весьма удобным является использование одночленных степенных формул, связывающих величину потери напора в линиях (трубах) с определяющими ее величинами [д, (I и критериями шероховатости). Использование таких формул удобно и при графических решениях задач, и при использовании вычислительных машин. В то же время при анализе совместной работы элементов системы, и в частности при увязке кольцевых сетей, недостаточная точность упрощенных формул потерь напора не имеет обычно столь существенного значения. После выяснения действительных областей работы отдельных сооружений системы величины потерь напора могут быть уточнены (путем использования более точных формул). [c.19]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология