Отношение гидравлических потерь

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]

Обозначим Ит=Н + Н. Оценка машины в отношении гидравлических потерь производится с помощью гидравлического к. п. д. [c.53]

Существует мнение [42], что для обеспечения оптимального режима выгрузки суспензии необходимо постоянство отношения гидравлических потерь во внутренних и наружных соплах. Увеличение, по сравнению с оптимальным значением, гидравлических потерь на внутренних соплах может привести к усилению их эрозии и к забиванию наружных сопел в связи с уменьшением величины напора на входе. [c.512]

Если гидравлические потери составляют к, то, очевидно, рабочее колесо должно развивать напор Ят=Я+/ . Оценка машины в отношении гидравлических потерь производится с помощью гидравлического КПД [c.52]

Обозначим через Я т=Я+/г удельную теоретическую энергию. Оценка машины в отношении гидравлических потерь производится с помощью гидравлического к. п. д. [c.37]

Кривая Q—gH, получаемая при испытании насоса, располагается ниже прямой Q—klл за счет гидравлических потерь ( Н = = Ы — дИ). Если из точки 6 провести касательную 6—3 к кривой дН, то в точке 3 гидравлический к. п. д., равный отношению отрезков (3 4)1 2—4), достигает максимума, а точка находится слева от точки 5 безударного режима Qo < Qб) [c.41]

Внутренние характеристики связывают расход, скорость и давление рабочей жидкости, удельную работу лопастей турбинного и насосного колес, гидравлические потери, изменяющиеся в зависимости от передаточного отношения. Такие характеристики используют при расчете и проектировании передач. [c.88]

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]

Регулирование дополнительными полостями применимо как для ступенчатого, так и для плавного изменения производительности. При таком способе регулирования гидравлические потери меньше, чем при регулировании отжимом всасывающих клапанов, но при малых отношениях давлений (е < 1,8- 2,0) требуется устройство дополнительных емкостей большого объема. [c.596]

Отношение коэффициентов расхода реальной центробежной форсунки и идеальной центробежной форсунки с учетом гидравлических потерь зависит от коэффициента раскрытия сопла [c.82]

Как видно из формулы при данном значении геометрической характеристики это отношение убывает с уменьшением коэффициенту раскрытия сопла. При больших значениях (закрытые Форсунки) гидравлические потери во входных каналах уже не оказывают существенного влияния на коэффициент расхода центробежной форсунки. [c.82]

Для уменьшения гидравлических потерь трения вдоль проточной части компрессора необходимо стремиться к тому, чтобы динамическая составляющая была меньше, а статическая - больше. Отношение статической составляющей напора (потенциальная энергия) ко всему теоретическому напору называется степенью реактивности компрессоров [c.67]

Из приведенных схем видно, что диафрагма является конструктивно наиболее простым прибором. Однако она имеет наибольшее гидравлическое сопротивление и вызывает значительные потери напора. Кроме того, острая кромка отверстия диафрагмы быстро изнашивается, что влечет за собой изменение коэффициента расхода. Наиболее совершенной в отношении гидравлического сопротивления является труба Вентури. [c.97]

Это значит, что коэффициент расхода есть отношение действительного расхода к теоретическому, т. е. к тому расходу который имел бы место при отсутствии сжатия струи и сопротивления. Теоретический расход = 19,, У 2gH не есть расход при истечении идеальной жидкости, так как сжатие струи будет иметь место и при отсутствии гидравлических потерь. [c.125]

Механический к. п. д. является отношением мощности, полученной рабочим колесом и превращенной в напор, сообщаемый жидкости (включая гидравлические потери), к мощности М, подведенной к валу насоса, т. е. [c.44]

При больших числах Рейнольдса отношение высоких местных скоростей к средней скорости ниже и, следовательно, динамическое падение давления меньше при неизменном кавитационном запасе. Кроме того, при больших числах Рейнольдса уменьшаются гидравлические потери, что приводит к возрастанию экономичности, которое проявляется в увеличении напора. Это, в свою очередь, приводит [c.251]

Гидравлический к. п. д. равен отношению действительного полного напора Н к теоретическому напору Я еор, который мог бы создавать насос, работая без гидравлических потерь, что при наличии уравнения (21) дает [c.41]

Гидравлические потери оцениваются гидравлическим к. п. д., который равен отношению полезной мощности насоса Мп к мощности М (рис. 3-27). Согласно уравнениям (3-1), (3-30) и (3-34) [c.173]

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]

На рис. 11.3 приведена диаграмма сжатия газа в координатах T—s многоступенчатого компрессора, в котором осуществляется охлаждение газа в двух промежуточных холодильниках и в одном концевом. После первой группы ступеней газ с давлением и температурой Т охлаждается до Т . Давление за счет гидравлических потерь снижается до р1. Аналогичные процессы протекают в последующих группах ступеней и в концевом холодильнике. В этом случае затрачиваемая работа характеризуется площадью а—н—1—1 —2— 2 —к—к —Ъ. Введение охлаждения в этом случае приводит к экономии работы на компримирование в количестве, характеризуемой площадью 1— А—к—2"—2—1 —1. Однако не всегда осуществление охлаждения приводит к окончательному экономическому эффекту, так как для этого надо затратить мощность на перемещение хладагента, его подготовку и т. д. Поэтому нецелесообразно охлаждать газ для компрессоров с отношением давления е 2,5. [c.244]

Кроме того, от вида лопаток зависит и к. п. д. радиальных вентиляторов вентиляторы с лопатками, загнутыми вперед, уступают по значению к. п. д. вентиляторам с лопатками, загнутыми назад. Это объясняется тем,что у первых наблюдаются большие потери давления в межлопаточных каналах из-за изменения направления потока и еще большие гидравлические потери давления на выходе из колеса из-за больших абсолютных скоростей. Вентиляторы с лопатками радиально оканчивающимися занимают и в этом отношении промежуточное положение. [c.19]

Коэффициент гидравлических потерь р определяется из отношения [c.19]

У насосов с одним и тем же рабочим колесом, частотой вращения и оптимальной подачей напорные характеристики имеют одну и ту же общую точку при нулевой подаче и смещены одна по отношению к другой по вертикали из-за разных гидравлических потерь. Последние у таких насосов могут отличаться из-за разной формы отвода (например, спирального отвода или направ ляющих аппаратов с разным числом лопаток), из-за разной шероховатости стенок каналов и разной вязкости жидкости. Опыты подтверждают это предположение. [c.30]

Выше было показано, что формулы (2.14) и (2.15) позволяют определить густоту периферийных решеток профилей лопастей рабочего колеса при минимуме гидравлических потерь во всем колесе. Эти формулы хорошо отвечают всем высококачественным осевым насосам с = 500 -1400 при значениях отношений входящих в них коэ( ициентов а/с = 8,15 и Ыс = —15,0. [c.79]

Второй вариант проточной части разработан для модельной гидромашины с коэффициентом быстроходности =195. Рабочее колесо этого варианта диаметром >2 = 250 мм и шириной 2= 35 мм рассчитано с учетом требований, вытекающих из необходимости работы гидромашины с хорошими энергетическими показателями в насосном и турбинном режимах при хороших кавитационных качествах. Отличительными особенностями этого рабочего колеса по сравнению с использовавшимися до сих пор насосными рабочими колесами являются конфузорное профилирование межлопастного канала (считая по насосному режиму), которое должно способствовать безотрывному обтеканию в более широком диапазоне подач и обеспечить минимум гидравлических потерь в рабочем колесе увеличение углов выхода лопасти Ра с соответствующим увеличением отношения ширин входа к выходу и числа лопастей удлинение части лопастей и предельно возможное заведение их во входной участок с целью увеличения крутизны напорной характеристики и улучшения кавитационных качеств при насосном режиме работы. [c.129]

Уравнения (5.3) и (5.4) учитываются с момента появления обратного расхода, т. е. при Q < 0. Постоянные коэффициенты Г, к, и, Р в уравнениях (5.1)—(5.4) представляют собой безразмерные комплексы, составленные из величин, характеризующих конкретную насосную установку, и являются критериями подобия для переходных процессов Г — критерий одновременности, равен отношению постоянной инерции трубопровода к постоянной насосного агрегата Та, к — критерий гидравлических потерь напора, равен отношению потерь напора при нормальном расходе Q к нормальному напору Я . Коэффициенты I/ и Р названы критериями опорожнения трубопровода и определяются по формулам [c.231]

При работе на установке определялись солесодержание исходной и обессоленной воды, гидравлические потери напора в трактах обессоливания и насыщения, сила тока, проходящего через аппарат. Исходя из количества электричества, прошедшего через электродиализатор, напряжения на нем, концентрации солей и объема полученной обессоленной воды, определялись плотность тока, коэффициент выхода по току и удельный расход электроэнергии. Степень обессоливания, представляющая отношение солесодержания исходной воды к остаточному солесодержанию в обессоленной воде, определялась при производительности установки 10 л/ч. Расход воды на промывку составлял — 30% от расхода воды на обессоливание. Концентрация хлорида натрия определялась по содержанию хлор-иона и по величине удельной электропроводности, причем результаты эти близки между собой. Данные опытов представлены в табл. 1. [c.276]

Гидравлические потери могут быть также определены с помощью коэффициента скорости ф, который представляет собой отношение действительной скорости истечения к скорости истечения газа без гидравлических потерь [c.19]

У быстроходных аммиачных. компрессоров это отношение достигает 1,04—1,10, у тихоходных — 1,015, а у фреоновых компрессоров— 1,12— 1,29. Это объясняется тем, что фреон 12 имеет удельный вес в 6 раз и динамическую вязкость на 25% больше, чем аммиак. Несмотря на меньшие скорости газового потока, во фреоновых компрессорах гидравлические потери в несколько раз выше, чем в аммиачных. [c.38]

При зазорах, меньших 0,1 мм, наблюдается увеличение гидравлического сопротивления. Протекание жидкости определяется числом Рейнольдса, от которого зависит характер потока (ламинарный или турбулентный). При Ке > 2 Ю движение жидкости носит турбулентный характер. При ЭХО коэффициент гидравлических потерь на трение определяется отношением высоты микронеровностей на электродах к величине зазора между ними. Для ускорения отвода продуктов реакции и тепла увеличивают скорость прокачки раствора. Этому препятствует увеличение гидравлического сопротивления, что может вызывать кавитацию. Для устранения этих явлений в катоде делают дополнительные отверстия. [c.84]

Полуосевые или диагональные (п = 250-5-500 DJDq = l,4-h0,9). Уменьшить отношение DJD до величины, близкой или меньшей единицы, можно в том случае, если выходную кромку лопаток наклонить к оси. Наклон выходной кромки обеспечивает также более плавную форму лопатки, что уменьшает гидравлические потери в рабочем колесе. Чтобы на разных струйках, имеющих разный диаметр выхода, получить одинаковый напор, лопатку приходится выполнять двойной кривизны не только на входе, но и на выходе. [c.197]

Трубы и каналы для транспортирования нроизводственных сточных БОД должны удовлетворять тем же основным требованиям, какие предъявляются к ним при капализовании населенных мест. Они должны быть прочньши по отношению к внешним нагрузкам и воздействию твердых примесей сточных вод, не должны подвергаться коррозии под действием сточных ВОД с высокой температурой. Этим требованиям в той или иной степени удовлетворяют трубы керамические, бетонные и железобетонные, асбестоцементные и др. Наиболее полно им удовлетворяют керамические трубы. Однако серьезным недостатком керамических труб является их небольшая длина и малый диаметр, что ограничивает возможность применения этих труб при отведении большого количества сточных вод. Помимо повышения трудоемкости работ по укладке труб с увеличением числа стыковых соединений возрастают гидравлические потери при движении сточных вод. [c.43]

С увеличением отношения диаметров возрастает доля повышения статического давления в переносном движении (м2 — Ы1 )/2, вызванная действием центробежных сил. А так как гидравлические потери зависят от относительных скоростей йУ ) и ХЮ2, возрастая с уменьшением отношения Ш21ио1, то очевидно, что большим значениям т соответствуют меньшие гидравлические потери. С другой стороны, с ростом т увеличивается доля дис- [c.26]

Наименьшие гидравлические сопротивления возникают в газоходах круглого сечения, которые следует преимущественно применять. В случаях неизбежности применения газоходов прямоугольного сечения, углы которых хуже заполняются потоком газа, в результате чего возникают дополнительные гидравлические потери, отношение сторон прямоугольника следует выбирать так, чтобы потери были минимальными. Для определения минимума потерь рекомендуется пользоваться данными [12], из которых ясно, что неправильно выбранное соотношение размеров сторон прямоугольника связано с увеличением гидравлического сопротивления элемента сети в несколько раз. Это особенно важно увдтывать при повороте газохода прямоугольного сечения. Переходники с прямоугольного сечения на круглое должны выполняться возможно более плавными. Угол расширения их — не более 20". [c.126]

На режиме максимального к. п. д. гидравлические потери являются почти исключительно потерями трения. Эти потери пропорциональны числу каналов колеса и их длинам. Однако создаваемый напор также возрастает с увеличением числа и длины каналов. Если отношение между потерями и напором сохраняется неизменным, то оптимальный гидравлический к. п. д. колеса будет оставаться постоянным для всех значений п . При нулевой подаче потери на трение равны нулю и гидравлический к. п. д. определяется только потерями на удар. Отношение этих потерь к полному напору является постоянным для широкого диапазона птаким образом, [c.173]

Гидравлический КПД представляет собой отношение полезной работы, выполняемой насосом Е = ОреН,,, к работе насоса с учетом гидравлических потерь в нем Er = Qpg Hii + k. ), т. е. равен величине [c.184]

Последние два сопротивления сравнительно малы по отношению к потерям напора на создание центробежной силы, и их можно учесть в виде некоторого гР дравлического козфи-циента полезного действия. Потери напора на создание центробежной силы можно свести до минимума путем устройства трубы, подводящей газ в виде конического расширяющегося сопла, в котором за счет постепенно увеличивающегося сечения живая сила газового потока превращается в давление, которое и расходуется на преодоление всех гидравлических сопротивлений в циклоне. [c.287]

В. Л. Бильдюкевича, при изменении а от 70 до 30° коэффициент расхода форсунки с йо = 7,Ъ мм возрастает от 0,295 до 0,455. Это обусловлено снижением эффекта закручивания потока и увеличением гидравлических потерь на входе в вихревую камеру. Более целесообразно и в винтовых форсунках изменять коэффициент расхода форсунки варьированием отношения площади входных каналов к площади сопла. [c.81]

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]

При многоступенчатом сжатии с равными отношениями давлений в ступенях величина мощности в одной ступени ум1южается на число ступеней. Гидравлические потери в холодильниках и соединительных трубопроводах между двумя ступенями приводят к межступенчатым потерям давления (5—15, ( ), при этом отноиления давлений в ступенях при н-ступепчатом сжатии не соответствуют теоретической величине 1/ В качестве среднего зпа- [c.58]

Мощность холостого хода у винтовых компрессоров невелика. Ценной особенностью этих машин является наличие очень пологой кривой зависимости адиабатического к, п. д. от числа оборотов, что объясняется тем, что влияние неплотностей с ростом числа оборотов падает, в то же время механические и гидравлические потери возрастают. На фиг. 9. 32 представлены кривые постоянных к. п. д. в зависимости от отношений давлений и производительности для одноступенчатого компрессора. Линин постоянных оборотов, нанесенные на диаграмме, нагляд1ю показывают незначительное влияние отношений давлений на производительность компрессора. [c.223]

Изменением наполнения за счет перепуска газа. В верхней части корпуса помещают перепускной клапан, который дает возможность перепустить часть газа, находящегося в пространстве между зубьями ротора перед началом сжатия обратно во всасывающий патрубок. В зависимости от отношения даЕ5лений, на которое сконструирован компрессор, перепуском газа можно снизить производительность компрессора до 40% номинальной. Экономичность компрессора при этом падгет, так как при меньшей производительности утечки газа не изменяются, а гидравлические потери возрастают на величину потерь при перетекании газа через перепускной клапан. [c.224]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология