Потери гидравлические

Все потери энергии в турбине можно представить в виде суммы трех видов потерь гидравлических, механических и объемных. [c.123]

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]

Мощность колес за вычетом дисковых потерь и потерь гидравлического торможения назовем мощностью лопастей [c.36]

Потери гидравлического торможения (или потери на рециркуляцию) возникают при незначительных подачах насоса, когда часть жидкости, вышедшей из лопастного колеса, вновь входит в него, а при входе в колесо часть потока выбрасывается обратно в область всасывания. Это ведет к возрастанию касательных сил на поверхностях О а 2 (см. рис. 2.4), увеличивая момент взаимодействия лопастного колеса с жидкостью. Потери гидравлического торможения рассматриваются как разновидность дисковых потерь, хотя, как это следует из вывода уравнения Эйлера, могут быть отнесены также к категории гидравлических. [c.38]

Рассмотрим цикл идеального поршневого компрессора, в котором отсутствуют все виды потерь гидравлические на сопротивление клапанов и в подводящих и отводящих газ каналах, утечки через неплотности, механические потери на трение, а также отсутствует мертвое пространство в конце хода поршня, т.е. поршень полностью прилегает к крышке цилиндра, вытесняя в процессе нагнетания весь газ из цилиндра. [c.16]

Он выражает влияние всех потерь гидравлического происхождения на эффективность работы насоса. Отно- [c.262]

Потери гидравлического торможения. При уменьшении подачи лопастного колеса нарушается соответствие формы элементов проточной части корпуса насоса характеристике потока при входе и выходе из лопастного колеса. Вследствие этого турбулентность потока в области перехода из колеса в корпус резко возрастает, что ведет к усиленному обмену количеств движения частиц жидкости, находящихся в области лопастного колеса, и частиц, расположенных в области проточной части корпуса. При более значительном снижении подачи возникают противотоки так, [c.147]

При значительном влиянии сжимаемости, из-за переменности давления на протяжении хода поршня, выделить из состава Л/, величины и Л р затруднительно. Их рассматривают согласно формуле (4-10) совместно, как индикаторные потери Л н. обусловленные утечками и потерями давления. Следовательно, в этом случае при измеренных значениях Л , и может быть получен только сокращенный баланс энергии насоса согласно формуле (4-10). В соответствии с выражениями (4-14) и (4-15) баланс энергии позволяет определить относительное влияние на к. п. д. насоса потерь гидравлического и механического происхождения. [c.287]

В центробежном насосе различают потери гидравлические, объемные, механические и дисковые. [c.137]

Баланс энергии. На рис. 59 приведен баланс энергии в модельной поворотнолопастной турбине, имеющей = 460 мм, получен экспериментально в лаборатории ВНИИгидромаш. Из этого графика видно, что у испытанной турбины главные потери гидравлические. [c.94]

Прочие потери. К этой категории относятся потери гидравлические путевые на участке от выхода из сопла до схода [c.252]

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]

Уравнения (22) и (23) определяют взаимосвязь потери гидравлического напора в контактных устройствах или, что то же самое, расхода энергии с величиной вновь образуемой поверхности контакта. Последняя же при прочих равных условиях определяет интенсивность массопередачи. Если в ректификационный аппарат подводится энергия извне, то значение фактора / должно быть изменено в сторону увеличения, чтобы учесть этот дополнительный подвод энергии, и тогда фактор f будет определен [701 следующим образом [c.52]

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]

Обратные сифоны (дюкеры). Сифон представляет собой наклонный коллектор, позволяющий обойти (пройдя под ними) такие препятствия, как водоемы, железнодорожные выемки или заглубленные автомобильные дороги. Конструкция сифонов такова, что они функционируют без какого-либо технического обслуживания и при минимальных потерях гидравлического напора. Так как наклон коллектора (восходящая часть) способствует выпадению твердых примесей, то для предотвращения отложений скорость потока в трубопроводе дюкера должна превышать 1,0 м/с. Это достигается путем сооружения впускной разделительной камеры, направляющей поток в две или более сифонные трубы меньшего диаметра, расположенные параллельно. Например, на рис. 10.5 показано, что поток из коллектора диаметром 450 мм выводится двумя наклонными трубопроводами. При малом расходе в главном коллекторе весь поток направляется в один трубопровод — диаметром 200 мм. Когда глубина воды в главном коллекторе превы- [c.258]

Динамический смеситель может быть изготовлен любым предприятием. Потери гидравлического напора в нем не п]иевы-шают 8% по воздуху и 10% по горючему газу (водороду). [c.160]

Потери, связанные с передачей насосом энергии перекачиваемой жидкости. Эти потери учитывает полный КПД. Они представляются в виде суммы трех основных потерь гидравлических, объемных, механических. [c.51]

Весь напор центробежного насоса создается рабочим колесом. Остальные части насоса не увеличивают напора, а вызывают неизбежные потери — гидравлические, механические и объемные (утечки). [c.42]

При постоянном направлении отсосной трубки изменяется только расстояние конца сопла от центра ротора. Некоторое изменение угла наклона трубки производится путем механического отгиба конца трубки после ее съема с экстрактора. Как известно, во избежание потерь гидравлического напора на входе весьма важно соблюсти условия безударного входа . Для этого отсосная трубка выполняется по типу сопла Вентури, имеющего коэффициент сопротивления 5 равный 0,06, а коэффициенты расхода р и скорости ф — приблизительно 0,97 при коэффициенте сжатия 8=1. [c.369]

Внутри насоса происходят потери энергии на гидравлические сопротивления в проточной части насоса, механические сопротивления (трение дисков колеса о жидкость и трение в подшипниках и сальниках), а также объемные потери. Гидравлические сопротивления в проточной части насоса Лнао состоят из гидравлических сопротивлений во входной части насоса Лв-нас, в колесе ккол и отводе /гн-нас- Следовательно, [c.71]

К механическим также относятся потери гидравлического торможения, разобранные в п. 33. [c.163]

Относительные потери. Потери гидравлической энергии в осевом насосе можно представить суммой потерь в его основных элементах (подводе, колесе, аппарате и отводе). В относительных величинах [c.260]

Рассмотрим более подробно зависимость к. п, д. насоса от различных факторов. Как уже отмечалось, потери в насосах, в том числе и в центробежном насосе, можно разделить на три отдельные группы потери гидравлические, объемные и механические. [c.21]

Гидравлические потери. Гидравлические потери при нормальном режиме работы насоса складываются из потерь на трение и местные сопротивления в рабочем колесе, направляющем аппарате и в спиральной камере. [c.167]

При работе турбомашины происходят следующие основные потери гидравлические, от утечки через зазоры (щелевые или объемные) и механические. [c.59]

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]

В настоящем разделе излагается один из способов расчетного определения меридианной скорости и потерь гидравлического торможения на входе в насосное колесо с целью установления общих закономерностей в изменении параметров потока для ступеней различной быстроходности. [c.23]

Из приведенных выше формул видно, что для определения потерь мощности гидравлического торможения необходимо иметь кривые зависимостей = (г, 0) я = / (г, ( ). Как было показано выше, эти зависимости можно аппроксимировать аналитическими выражениями. В связи с этим значение потерь гидравлического торможения на входе в колесо при работе ступеней в различных режимах также можно определить расчетом. [c.66]

Выше было сказано, что повышение кавитационных качеств колес за счет расширения их входного сечения объясняется повышением удельной энергии из-за появления гидравлического торможения при однако в этом случае повышаются и гидравлические потери в колесе [32 ]. Поэтому колеса тихоходные и средней быстроходности с расширенным входом всегда имеют западающую напорную характеристику. Во всех случаях для работы колес с расширенным входом характерными являются более высокие потери гидравлического торможения. [c.66]

Через зазоры плунжерной пары, пар игла— корпус распылителя, нагнетательный клалт— корпус клапана, происходит утечка незначительного количества топлива, которое к тому же фильтруется зазорами так, что в нем содержатся только частицы раамером меньше зазора. Эти поверхности изнашиваются мало и имеют вид поверхностей, обработанных пескоструйным аппаратом. Разгрузочные пояски нагнетательных клапанов,. которые выбраковьиваются обычно из-за потери гидравлической плотности, изнашиваются по диаметру мало (на 3—4мк). Заметное влияние на подачу ощущается лишь лри увеличении зазора свыше 15 мк (возрастание подачи в особенности на малых о1боротах). [c.11]

Учет гидравлического сопротивления. Этим элементом условно учитываются все потери гидравлического напора за счет трения жидкости о стенки трубопровода, потери на вентилях, задвижках й т. д. Соответствующий фрагмент диаграммы связи является сочетанием 1-структуры с В-диссипативным элементом, на котором аадается нелинейное соотношение между перепадом давленйя P = Р — Рз и расходом 4 через гидравлическое сопротивление. При этом следует иметь в виду, что почти все данные но коэффициентам сопротивления относятся к установившимся потокам. Поэтому при изучении и моделировании неустановивщихся режимов гидравлических цепей не исключена коррекция этих данных по результатам эксперимента. [c.169]

Все потери энергии в гидромашинах можно представить в виде суммы трех основных видов потерь, каждый из которых определяется своими специфическими условиями потери гидравлические, объемные и механические. Рассмотрим каждый из видов потерь, ориентируясь на принципиальные схемы, рассмотренные в 2-1. При этом основное внимание будем уделять турбомаши нам. [c.36]

Гидравлические потери. Гидравлическими потерями являются потери энергии на преодоление гидравлического сопротивления по пути следования жадкости от входа в насос до выхода из него, т. е. в подводящем трубопроводе, рабочем колесе и отводящем трубопроводе. [c.38]

Полученные при расчете значения индукции в зазоре, магнитного потока и магнитной энергии сопоставляют с заданными и в случае значительных расхождений повторяют расчет. Подробно методы расчета электромагнитных систем приведены в специальных руководствах [38, 159]. При расчете аппаратов необходимо учитывать прочность применяемых конструкционных материалов и потери гидравлического напора в аппарате. Для исключения потерь гидравлического напора в большинстве случаев достаточно принять рабочее сечение для прохода обрабатываемой жидкости на 15—25% больше сечения подводяш,ей трубы. [c.59]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология