Коэффициент трения дисков колеса

Коэффициент трения дисков зависит от состояния пограничного слоя жидкости, т. е. будет ли поток иметь ламинарное или турбулентное движение, характеризуемое числом Рейнольдса, а также от шероховатости поверхности дисков колес. [c.165]

Число Рейнольдса Re для колес низкотемпературных турбодетандеров чаще всего находится в пределах ЫО <С Re < ЫО. При этих условиях коэффициент трения закрытых колес составляет = 1,1- 0,7. Потеря холода на трение дисков определяется следующим образом [c.258]

Есть основание полагать, что влияние выходного угла на к. п. д. ступени сказывается в основном в связи со степенью реактивности. Увеличение угла Ра вызывает уменьшение степени реакции и увеличение роли диффузорного эффекта в неподвижных элементах в процессе создания статического напора. При одинаковом к. п. д. колеса к. п. д. ступени, видимо, будет тем выше, чем меньше уровень скоростей за колесом и чем лучше выполнены диффузорные аппараты за колесом. Поэтому задача создания высокоэкономичной ступени с колесом малой реактивности сводится в общем случае к разработке высокоэффективного диффузора. Актуальность такой задачи несомненна, ибо для ряда случаев колеса малой реактивности обладают большими преимуществами. Особенно это относится к колесам Ра = 90°. Как уже указывалось, теоретическая характеристика таких колес представляет собой горизонтальную прямую. Это значит, что при малых потерях эти колеса способны обеспечить весьма большие коэффициенты расхода и широкую зону устойчивой работы. К преимуществам колес малой реактивности следует отнести также значительно меньшие удельные потери на перетекание через уплотнения на всасывании и на трение дисков. Это обстоятельство особенно важно при работе на малых расходах, когда потери двух упомянутых групп (на перетекание и на трение дисков) соизмеримы с потерями в диффузорах. [c.104]

Если бы можно было вычислить величину этой потери, то появилась бы возможность подсчета потребляемой мощности и к. п. д. при перекачивании вязких жидкостей. В этом случае для определения значений параметров насоса потребовался бы только один поправочный коэффициент — для напора. Однако точное вычисление потерь на дисковое трение и на трение в уплотнительных кольцах представляет значительные трудности, так как температура жидкости в зазорах колец и в полостях между дисками колеса и стенками корпуса может сильно отличаться от температуры перекачиваемой жидкости. Поэтому обычно производят оценку к. п. д. насоса, перекачивающего вязкую жидкость, на основании опытных данных, аналогичных приведенным на фиг. 14.17. [c.320]

Затем, также задаваясь размерами кожуха, определяют гидравлические потери в вентиляторе. К ним относятся потери на вход в вентилятор, на поворот потока в колесе и потери в межлопаточных каналах. Учитываются также потери на трение воздуха о диски колеса и потери, связанные с перетеканием воздуха через зазор между колесом и кромкой входного патрубка вентилятора. Эти потери определяют, в основном, на основании эмпирических формул, в которые входят коэффициенты, полученные чисто опытным путем. [c.35]

Коэффициент а учитывает то, что, кроме работы 4, имеется дополнительная затрата работы, связанная с трением дисков рабочего колеса и перетеканием газа через лабиринтные уплотнения (см. ниже). При построении диаграммы принято а = 1,03. [c.69]

Как видим, для достижения наименьшего возможного сопротивления трения в пограничном слое выступы каналов проточной части и дисков колеса турбодетандера должны быть чрезвычайно малыми. Это объясняется в основном малой величиной кинематического коэффициента вязкости воздуха при параметрах состояния в турбодетандере. [c.127]

Коэффициент к для высокооборотных насосов изменяется в пределах 1,5—2,4. С увеличением расхода утечек через осевой зазор между диском и корпусом и с увеличением закрутки потока на периферии осевого зазора следует выбирать меньшие значения коэффициента к, так как увеличение утечек и закрутки ведет к уменьшению разности скоростей между диском и жидкостью в осевом зазоре и, следовательно, ведет к уменьшению дискового трения. Принимая в среднем к=2, получим на основании формулы (2.25) следующее выражение для мощности трения переднего и заднего дисков колеса о жидкость (Ке>2-104) [c.102]

Увеличение вязкости жидкости приводит кГ росту гидравлических потерь в насосе, вследствие чего напор насоса падает при неизменной величине теоретического напора. Увеличивается также мощность трения дисков и механическая мощность, связанная с работой импеллера. Объемные утечки через уплотнения колеса с увеличением вязкости уменьшаются за счет снижения коэффициента расхода уплотнения. Несмотря на уменьшение утечек, к. п. д. насоса с повышением вязкости, как правило, уменьшается. [c.128]

Анализ расчетов по формулам (62) и (63) зависимости коэффициента потерь ДЯк от относительного радиуса дисков Ла позволяет сделать вывод, что минимум потерь приходится на диапазон значений = 3 -j-4 при любом сочетании параметров дискового насоса (рис. 17). В зависимости от числа Рейнольдса Re, минимум потерь для гладких дисков является более выраженным (рис. 18), чем для шероховатых. Для каждого сочетания параметров дискового колеса существует значение коэффициента трения Хтр, при котором гидравлические потери в колесе минимальны (рис 19). При этом чем меньше коэффициент расхода, тем в меньшей мере ДЯк зависит от Xjp. [c.30]

В случае турбулентного течения в кольцевой междисковой щели от величины шероховатости в большей степени зависит коэффициент трения Хтр [11]- На рис. 54 приведены результаты испытания на воде дискового колеса с геометрическими размерами Л, = 10,16-10 м. Кг = 53,34Х X 10" м, Ь = 1,27-10" м и угловой скорости со = 1070 рад/с при различной чистоте обработки поверхности дисков полированная поверхность (Хтр = 0,107), обработанная мелким песком (Хтр =0,196), обработанная [c.68]

Фторсодержащее вещество (1—2%) смещивали со смолой в форме таблеток или порошка, полученную смесь расплавляли и формовали в диски, после чего проводили испытания. В качестве фторсодержащих компонентов нужно Использовать вещества, характеризующиеся балансом "полимерофильных" групп, придающих взаиморастворимость со смолами, и "полимерофобных" групп. При введении небольшого количества фторсодержащих веществ коэффициент трения поверхности смолы снижается до величин, близких к коэффициенту трения политетрафторэтилена менее 0,10), в связи с чем такие смеси можно использовать для изготовления подшипников, зубчатых колес и других трущихся деталей. Например, полиоксиметилен по устойчивости к истиранию превосходит другие пластмассы и применяется для изготовления подшипников, шестеренок и др., однако для более широкого [c.398]

Преобразуем применительно к рассматриваемому случаю выражения для относительной ширины колеса, а также формулы для подсчета относительной пртери холода от трения дисков и коэффициента утечек. [c.271]

Как видно из табл. 4. 3, суммарные потери на трение дисков и протечки + Р р оказываются п] и одинаковых п 2 для закрытых колес с углом выхода Рг = 90° примерно в 2 раза меньшими, чем для колеса насосного типа. Из этого следует, что при очень низких коэффициентах быстроходности к. п. д. ступени с закрытым колесом авиационного типа или с радиальным выходом может стать равным и даже большим к. п. д. ступени с колесом насосного типа все это подлежит тщательному учету при проектировании весьма малорасходных колес. Ряд интересных данных по малорасходным ступеням содержится в работе Ю. Б. Галеркина [3]. [c.174]

На рис. 16 приведена зависимость ДЯк от параметра течения X при переменных значениях ip, Х р и Re,. С увеличением коэффициента расхода f (кривые 1-3) потери в колесе возрастают, а минимум потерь смещается в область более высоки) значений X. Таким образом, в отличие от насоса с ламинарным режимом течения (см. рис. 15) при турбулентном течении в щелях нельзя конкретно говорить об определенной величине Xopt — она будет переменной в зависимости от расхода даже при неизменных размерах колеса и параметрах рабочей жидкости. При постоянном коэффициенте расхода ip с увеличением числа Рейнольдса Rei на входе в кольцевую щель колеса оптимум потерь сдвигается в область больших значений параметра X (см. рис. 16, кривые 2 и 5). Смещению оптимума ДЯк вправо способствует также увеличение коэффициента трения Х р (см. рис. 16, кривые 2 и 4). Такое поведение функции ДЯк = /(X) объясняется сложностью структуры турбулентного потока в пространстве между вращающимися дисками и тесной взаимосвязью всех параметров насоса. [c.29]

Полные потери напора внутри насоса складываются из потерь на трение жидкости о лопатки и диски рабочего колеса (учитываются коэффициентом tiV, равным 0,8—0,95) и вихреоб-разование между лопатками из-за неравномерности полей скоростей (учитываются коэффициентом ri V, равным 0,55 - 0,85), так что т]р = т] г Ti V. Обычно для насосов малой и средней произ- [c.300]

Введение открытых рабочих колес способствовало улучшению характеристики насосов со средними и высокими значениями коэффициента быстроходности. Кроме достоинств с гидравлической точки зрения, открытые рабочие колеса пригодны для перекачивания жидкостей со взвешенными твердыми частицами с наименьшей опасностью засорения. Они позволяют также после износа торцев лопаток снова уменьшать зазор между лопатками колеса и корпусом и этим восстанавливать к. п. д. до первоначального значения. Каналы открытого колеса доступны для зачистки, а стоимость изготовления их нилсе, чем закрытых. Повышение к. п. д. насосов с открытыми рабочими колесами вызвано уменьшением дискового трения благодаря устранению переднего диска. Гидравлические потери трения в открытых рабочих колесах мало отличаются (или совсем не отличаются) от потерь в закрытых колесах. [c.202]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология