Напор теоретический насоса

Теоретический напор Я, насоса равен разности напоров на входе в колесо и выходе из него [c.135]

Центробежные насосы. Зависимость теоретического напора центробежного насоса при бесконечном числе лопастей рабочего колеса от расхода жидкости Qh. проходящей через рабочее колесо, для идеальной жидкости (отсутствие вязкости) представляет в соответствии с уравнением Эйлера прямую линию [c.104]

ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ НАПОР ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ [c.36]

Приведенные схемы достаточно характеризуют принцип объемных насосов. Развиваемый объемными насосами напор теоретически ничем ые ограничен и в действительности может быть очень большим. Он зависит от усилия, которое может быть создано на рабочем органе, и от прочности элементов. В связи с этим ни в коем случае нельзя закрывать вентиль на напорном трубопроводе при работе объемного насоса. Плунжерные и поршневые насосы, как отмечалось, имеют неравномерную, пульсирующую подачу, что является известным недостатком. С целью выравнивания подачи часто ставят специальные воздушные котлы (колпаки). [c.188]

Приведенные примеры достаточно характеризуют идею объемных машин. Из них ясно, что эти машины в основном могут использовать ту часть энергии жидкости, которая выражается членами р у и г, т. е. давления. Кинетическая составляющая энергия жидкости этими машинами практически не используется. Развиваемый объемными насосами напор теоретически ничем не ограничен и Б действительности бывает очень большим. Он [c.29]

Так как часть энергии реальной жидкости расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений внутри насоса и не вся жидкость в нем движется по подобным траекториям, действительный напор Н всегда меньше теоретического. Поэтому при расчете действительного напора центробежного насоса вводят соответствующие поправки [c.180]

Теоретический напор, развиваемый насосом, определяется приростом удельной энергии из основного уравнения центробежного насоса , выведенного впервые Эйлером и справедливого для любого типа центробежной машины [c.55]

Это соотношение не учитывает потерь напора внутри насоса Поэтому реальный напор насоса Н, полезно используемый потребителем, меньше теоретического и равен Н = Hj — = Щг у, [c.300]

Я. — теоретический напор центробежного насоса [c.5]

На фиг. 50 штриховыми линиями показаны характеристики лабиринтного насоса, полученные пересчетом и расчетом (при б ==0,4 мм). Теоретическая кривая Q—Я построена с использованием формулы для напора лабиринтного насоса (6а). Кривая к. п. д. [c.62]

Действительный напор, развиваемый насосом, меньше теоретического вследствие потерь напора на преодоление гидравлических сопротивлений внутри насоса, а также вследствие возникновения циркуляции, которая происходит из-за неравенства скоростей на входе и сходе жидкости с лопаток [c.55]

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]

В действительности напор, создаваемый насосом, меньше теоретического по двум причинам [c.19]

Если ординаты этой кривой отложить от кривой /// аниз, тп получим кривую IV изменения действительного напора Я насоса при различных значениях теоретической подачи 0, . [c.43]

Абсолютная скорость с частицы, как и в центробежном насосе, складывается геометрически из скоростей переносного и относительного движения. Из основного уравнения теоретического напора центробежного насоса имеем [c.120]

Уравнение (1.44) показывает, что теоретический напор пропеллерного насоса пропорционален произведению окружной скорости вращения и разности составляющих абсолютной скорости потока в направлении переносного движения колеса. [c.120]

Фактически высота подачи, так же как и в поршневых насосах, будет меньше теоретической вследствие гидравлических сопротивлений в самом насосе, и действительный напор, развиваемый насосо-м, будет равен [c.103]

В этом случае уравнение теоретического напора пропеллерного насоса имеет вид [c.120]

Теоретически насос способен поднять жидкость плотностью 1000 кг/ж на высоту 10,3 м, соответствующую давлению атмосферы на свободную поверхность жидкости в опорожняемом резервуаре. В действительности же высота всасывания насоса никогда не может составить такой величины. Прежде всего, при движении жидкости по всасывающему трубопроводу часть напора затрачивается на преодоление различных сопротивлений (трение в трубах, потеря на изменение скорости и направления). Кроме того, при наличии разрежения во всасывающем трубопроводе почти всегда неизбежен подсос в него воздуха через самые незначительные неплотности в местах соединения труб и в сальниках вентилей (этим снижается величина разрежения, а следовательно, и та сила, которая заставляет жидкость подниматься к насосу). Помимо этого, атмосферное давление само подвержено колебаниям в зависимости от погоды (может снижаться до 725 мм рт. ст., или 9,85 м вод. ст.) и зависит от высоты местности над уровнем моря. Наконец, возможность всасывания ограничивается противодавлением, оказываемым парами, выделяющимися из Жидкости, которая находится во всасывающем трубопроводе под разрежением. [c.25]

При расчете напора, создаваемого насосом, применяют гидравлический КПД. Так, зная теоретический напор, создаваемый насосом, можно определить действительный напор [c.186]

При рассмотрении теории рабочего колеса центробежного насоса полагают число лопастей рабочего колеса бесконечно большим. При этом считают, что лопасти расположены параллельно друг другу и поток жидкости в каждом межлопастном пространстве состоит из бесконечно большого количества элементарных струек, движущихся параллельно друг другу. В этом случае теоретический напор, создаваемый насосом, можно рассматривать как разность между удельной энергией, которой обладает жидкость, прошедшая через насос, и удельной энергией жидкости перед насосом. Следовательно, теоретический напор можно представить в таком виде [c.190]

Из этого выражения видно, что теоретический напор, создаваемый насосом, состоит частично из потенциальной энергии [c.190]

Обычно на практике при изменении числа оборотов насоса режим его изменяется в зависимости от двух факторов от изменения числа оборотов и от несоответствия получаемого при этом нового напора теоретически требуемому для подобного режима. [c.53]

Гидравлический к. п. д., показывающий, насколько манометрический напор, развиваемый насосом, отличается от теоретического напора, применяется в формулах расчета рабочего напора, создаваемого насосом. [c.12]

Полученная формула для Н является теоретической. В действительности напор, создаваемый насосом, меньше того, который получается по этой формуле, по двум причинам [c.123]

Гидравлические потери // возникают в рабочих органах насоса и пред-ставляют собой разность между напором теоретическим и напором действительным Я. Гидравлические потери оцениваются гидравлическим к. п. д. [c.9]

В действительности напор, создаваемый насосом, меньше теоретического вследствие гидравлических сопротивлений внутри насоса при положительных подачах (см. гл. 3) образования силы сопротивления (подъемной силы) при воздействии лопатки рабочего колеса на поток пренебрежения входными ско ростями на рабочее колесо утечек из напорной линии во всасывающую. [c.17]

Угол р2 в центробежных насосах всегда меньше 90°. Рекомендуется принимать угол Ра равным 15—45°. При анализе влияния угла Ра на рабочие характеристики центробежных насосов установлено, что снижение теоретического напора за счет изменения угла выхода лопаток р 2 не превышает 3,5% от напора, создаваемого насосом, поэтому за теоретическую характеристику центробежного насоса с известной погрешностью можно принять прямую, параллельную оси подач Q и отсекающую на оси ординат отрезки, соответствующие действительным напорам. [c.41]

Используя уравнение (14) и производя необходимые сокращения, получаем уравнение для теоретического напора центробежного насоса [c.21]

Проточная часть центробежного насоса проектируется на расчетный (оптимальный) режим работы. Часто при проектировании насоса необходимо выяснить особенности его работы также на нерасчетных режимах. При этом возникает необходимость уже На этапе проектирования насоса получить его характеристику. Рядом авторов [86, 107] разработан метод расчета напора центробежного насоса, основанный на предположении, что на нерасчетных режимах отсутствуют вторичные токи жидкости. При этом напор насоса определяется путем вычитания из теоретического напора, определенного из основного уравнения лопастных насосов, гидравлических потерь на вихреобразование на входе в рабочее колесо и в отвод, а также гидравлических потерь, в каналах насоса. Гидравлические потери на входе принимаются пропорциональными квадрату разности оптимальной и рабочей подач насоса, гидравлические потери в каналах — пропорциональными квадрату подачи. Рассчитанная таким образом характеристика недостаточно точна по следующим причинам. [c.29]

Определив потери напора внутри насоса, можно определить требуемое теоретическое давление, учитывая, что Рт = Р + где Л — суммарная потеря напора внутри насоса. [c.15]

Действительные давление и напор, развиваемые насосом, меньше теоретических, так как реальные условия работы насоса отличаются от идеальных, принятых при выводе уравнения. Давление, развиваемое насосом, уменьшается главным образом из-за того, что при конечном числе лопастей рабочего колеса не все частицы жидкости отклоняются равномерно, вследствие чего уменьшается абсолютная скорость. Кроме того, часть энергии расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений. Влияние конечного числа лопастей учитывается введением поправочного коэффициента k, характеризующего уменьшение величины v u- Уменьшение давления вследствие гидравлических потерь учитывается введением гидравлического коэффициента полезного действия iir. [c.17]

Основное уравнение центробежного насоса показывает, что теоретический напор, развиваемый насосом, тем больше, чем больше окружная скорость на внешней окружности рабочего колеса, т. е. чем больше его диаметр, число оборотов и угол Ра (см. рис. 1.9), — чем круче расположены лопасти рабочего колеса. [c.15]

Действительный напор, развиваемый насосом, меньше теоретического, так как реальные условия работы насоса отличаются от идеальных, принятых при выводе уравнения. [c.15]

Характеристика Q—Я возвратно-поступательных насосов (без учета пульсации расхода) при постоянном числе ходов п и неизменной длине хода поршня представляет собой прямую линию, параллельную оси ординат. Теоретически возвратно-поступательный насос может развивать любой напор. Практически напор, развиваемый насосом, ограничен прочностью конструкции и мощностью привода (двигателя). [c.84]

Зависимости (2.9) и (2.10) называются основными уравнениями лопастного насоса. Уравнения (2.9) и (2.10) выведены из условия пренебрежения силами трения, поэтому они отражают зависимость теоретического давления или напора, развиваемого насосом, от основных параметров рабочего колеса. [c.17]

Этот напор — теоретический напор внхр( вого рабочего процесса — сообщается жидкости, текущей по каналу, расход Q которой больше подачп Q насоса на величину утечек через торцовые и радиальный зазоры перемычки, т. е. [c.273]

При перекачке реальной жидкости, обладающей вязкостью, действительные рабочие характеристики будут отличаться от теоретических на величину потерь напора в колесе насоса. Рабочие действительные характеристики Q — Н, Q — N ш Q — г центробежных насосов получают на заводских испытательных стендах при постоянной частоте вращения вала насоса, изменяя подачу воды путем дросселирования задвижкой напорного патрубка. На рис. 3.1 видно, что действительные (при перекачке воды) напорные характеристики Q — Н у центробежных насосов могут быть двух типов нисходящие 3, когда максимальный напор соответствует напору при закрытой задвижке Яр, и восходящие 4, когда максимальный напор Ящах насоса наступает при некоторой подаче, отличной от нуля. [c.40]

Согласно этому равенству Я — тот полезный напор, который должен быть создан насосом для преодоления статической высоты подъема Яг и преодоления потерь во всасывающем и нагнетательном трубопроводах. Но Не — теоретический напор, развиваемый насосом. Примем Я = Яе со, где Я1оо —теоретический напор при бесконечном числе 2 лопаток колеса. [c.155]