Уравнение основное лопастного

Рис. 10-6. К выводу основного уравнения лопастного насоса.

Это уравнение, называемое основным уравнением центробежного насоса, получено Эйлером. Оно справедливо для расчета теоретического напора любых лопастных машин. [c.75]

Основное энергетическое уравнение лопастных насосов 195 [c.195]

Применяя уравнение момента импульса (момента количества движения) и уравнение баланса мощности (уравнение энергии), можно получить основное уравнение теории лопастных насосов, связывающее величину напора с величинами скоростей осредненного потока жидкости. Это уравнение, впервые полученное Леонардом Эйлером в 1751 году, является основой расчета не только лопастных насосов, но и компрессоров, вентиляторов, газовых и гидравлических турбин. [c.52]

Основное уравнение энергии лопастных насосов [c.365]

Полученные формулы, представляющие собой основное уравнение насосов, или уравнение Эйлера, применимы к лопастным насосам любого вида. Они имеют очень большое практическое значение, так как дают связь между теоретическим напором и кинематикой жидкости, протекающей через рабочее колесо. [c.197]

Основное уравнение лопастных насосов можно вывести на основании уравнения моментов количества движения. Пусть тело М (рис. 2.11) с массой т движется со скоростью и. Количеством движения называется вектор, равный по величине произведению массы тепа па его скорость и направленный вдоль вектора скорости. Спроектировав количество движения на направление, перпендикулярное лучу, проведенному к телу М из точки О, и умножив полученную проекцию на расстояние ОМ = Л, получим момент количества движения тела относительно точки 0 [c.186]

ОСНОВНОЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ УРАВНЕНИЕ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ [c.195]

Основное уравнение теории лопастных машин [c.52]

ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ [c.186]

Выражение (2. 39) называется основным уравнением лопастных машин и широко применяется в теории и в расчетах. Это уравнение носит интегральный характер и не дает величины приращения энергии каждой частицы жидкости в отдельности. [c.41]

Рис. в. Схема для определения основного уравнения работы лопастного колеса [c.14]

Энергия, сообщаемая потоку рабочей лопастной решеткой, может быть рассчитана ио основному уравнению 214 [c.214]

Для лопастных насосов натурного Н и модельного М указанные зависимости выводятся аналогичным образом и в соответствии со структурой основного уравнения работы (286) имеют вид скорости вращения [c.368]

Зависимость развиваемого лопастным насосом напора от подачи и некоторых геометрических параметров рабочего колеса можно получить, используя уравнение Эйлера (3-19) и строя треугольники скоростей. Конечно, эта зависимость будет приближенной, так как она не позволит учитывать многих особенностей, но все же она может оказаться весьма полезной для общих оценок и выяснения природы основных свойств лопастных насосов и их характеристик. [c.345]

Связь между величиной энергии, переданной 1 кгс жидкости, прошедшей через насос, напором Я и параллелограммами скоростей дает основное уравнение лопастных насосов — уравнение Эйлера [c.290]

Это выражение и служит основным уравнением напора, создаваемого рабочим колесом лопастного насоса. Формулу (63) можно преобразовать, заменив со=- ,где п —частота вращения колеса в об/мин. Тогда [c.66]

Уравнение (3-9) является следствием основного уравнения лопастных насосов (3-5). Входящие в это уравнение окружные скорости рабочего колеса и, и Н2 и окружные составляющие абсолютной скорости жидкости и пропорциональны числу оборотов и линейному размеру насоса [соотношение (3-7)]. Поэтому теоретический напор насоса [c.142]

Исследование абсолютного движения идеальной жидкости в проточной части насоса. Рассмотрим ограничения, определяющие область применения основных теорем динамики идеальной жидкости к движению ее в проточной части лопастных машин. Эти ограничения вытекают из условий интегрирования основных уравнений движения идеальной жидкости. Воспользуемся для выявления условий интегрирования уравнениями движения жидкости в форме Громеко — Лэмба [58] [c.45]

Независимость напора лопастного наооса от рода жидкости вытекает из основного уравнения лопастного насоса (3-5), со- [c.159]

Задачи теории лопастных насосов. К основам теории лопастных насосов будем относить закономерности, непосредственно вытекающие из основных положений механики жидкости. Например, определение с помощью уравнения моментов количества движения, работы, передаваемой рабочим колесом жидкости, что представляет собой предмет основного уравнения лопастных машин исследование потока идеальной жидкости в проточной части насоса на основе обобщенного уравнения Бернулли в абсолютном и относительном движении и др. Специальные вопросы теории лопастных машин, относящиеся к расчету рабочих элементов насосов, нами будут рассматриваться совместно с методами расчета как их теоретическая основа. [c.30]

Постановка задачи. Предметом основного уравнения лопастных машин является определение приращения удельной энергии жидкости в области рабочего колеса по величине возмущения, вызываемого в поле скоростей колесом. Основное уравнение широко используется в расчетах энергетических машин и является фундаментальной зависимостью, характеризующей рабочий процесс машины. [c.33]

Основное уравнение лопастных машин, как будет следовать из дальнейшего вывода, справедливо для реальной (вязкой) сжимаемой и несжимаемой жидкости. [c.33]

Основное уравнение лопастных машин. Определим удельную работу лопастного колеса [c.41]

Приведенный подробный вывод основного уравнения лопастных машин обычно не дается из-за его некоторой громоздкости. Однако это порождает некоторую неясность в постановке задачи и ограничениях, относящихся к конечному результату. [c.41]

Применение основных теорем динамики идеальной жидкости связано с ограничениями, определяющими область возможного применения этих теорем при решении задач по исследованию движения жидкости в проточной части лопастных машин. Последовательное применение уравнений движения идеальной жидкости показывает, что не всякое поле скоростей может быть создано в идеальной жидкости, баротропно движущейся под действием потенциального поля массовых сил, в частности, в несжимаемой жидкости, движущейся в поле сил тяжести. Все эти обстоятельства должны учитываться при экспериментальном и теоретическом исследовании движения жидкости в проточной части машин. Для формирования в проточной части машины специального типа потока необходимо наметить механизм возникновения нужного типа потока на основе механики идеальной жидкости с использованием вихревой системы, образование которой является результатом действия сил вязкости. [c.42]

Выражение напора колеса через циркуляцию скорости. Возмущающее действие лопасти на поток кинематически выражается циркуляцией скорости по контуру, охватывающему лопасть. Пользуясь основным уравнением лопастной машины (2.39) и выражением для циркуляции скорости по контуру, охватывающему всю систему лопастей колеса (2.90), напишем [c.54]

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]

При условии равенства нулю момента скорости потока До поступления в лопастное колесо из основного уравнения насоса (2. 57) имеем [c.118]

Осевая составляющая сил гидродинамического давления на внутреннюю поверхность не может быть получена непосредственно интегрированием, как это было сделано для внешней поверхности, так как не известен закон распределения гидродинамических давлений по внутренней поверх ности колеса, в которую входят поверхности рабочих лопастей. Результирующая осевая сила Р,, может быть найдена с помощью уравнения количества движения подобно тому, как был вычислен результирующий момент взаимодействия лопастного колеса с потоком при выводе основного уравнения лопастных машин. Опуская промежуточные выкладки, которые усложняются неустановившимся характером абсолютного движения в области колеса, напишем по аналогии с уравнением (2. 37) [c.207]

Уравнение (51) является основным теоретическим уравнением центробежного насоса и было выведено профессором Петербургской академии наук Леонардом Эйлером около двухсот лет назад и носит его имя. Оно применимо дл я всех лопастных машин центробежных насосов, водяных и паровых турбин, центробежных вентиляторов, турбовоздуходувок и турбокомпрессоров. [c.155]

Учитывая, что по условиям унификации диаметры рабочих колес всех ступеней одинаковы и равны рабочего колеса базовой ступени, определяющим для обеспечения заданной напористости ступеней насосов 500 и 800 МВт является, как увидим ниже, правильный выбор выходного угла лопастей нового рабочего колеса, рассчитанного на среднюю для этих ступеней подачу Рср. Угол Ра лопастей рабочего колеса для ступеней насосов к турбоблокам 500 и 800 МВт определим из условия равенства напоров ступени с этим колесом и ступени насоса турбоблока 1200 МВт (базовый вариант с индексом б ), которое запишем, исходя из основного уравнения лопастных насосов, в следующем виде [c.9]

Из основного уравнения лопастных машин легко установить, что из-за воздействия момента УИ. . увеличивается общий крутящий момент на валу насоса, а момент взаимодействия лопастной системы с потоком не меняется. Поэтому и в этом случае теоретический напор определяется выражением (1.31). Подобное явление имеет место также в центробежных насосах и компрес- [c.22]

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]

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]

Формулы (3-19) и (3-20) представляют собой основное уравнение турбин, или уравнение Эйлера. Левая часть Ят]р — энергия в Дж, полученная рабочим колесом отжндкости >у п весом в Ш, прошедшей через лопастную систему рабочего колеса. Правая часть содержит кинематические параметры потока при входе на рабочее колесо и после выхода из него. [c.71]

Это уравнение Называется основным уравнением лопастных насосов. Оно было получено Леонарном Эйлером (1707—1783 гг.). Если поток подводится к лопастям под углом о = 90°, так называемый радиальный вход (без подкрутки), то основное уравнение принимает следующую форму [c.72]

В 18 в. был изобретен паровой двигатель. В 1738 г. Д. Бернулли вывел основополагающее уравнение движения жидкости, которое носит его имя. В 1750 г, Л. Эйлер впервые сделал математический анализ рабочего процесса, происходящего в центробежном насосе и реактивной турбине, и дал основное уравнение рабочего процесса турбомашин. Теоретические положения, касающиеся работы гидрома-шин и лопастных насосов, разработанные Д. Бернулли и Л. Эйлером, оставались неиспользованными около 150 лет, пока в качестве приводящего двигателя для насосов не стали применять электродвигатель и паровую турбину. [c.5]

Ц1Ш действия и основные уравиенпя, описывающие явления, проходящие в процессе раиоты лопастных насосов, описаны в основном примен1 тельно к центробежным насосам. Знание основных уравнений работы центробежных насосов поможет грамотно решать чисто практические задачи, встречающиеся в процессе проектирования и эксплуатации насосных станций и насосных установок (например, регулирование подачи, обрезка рабочих колес и т. п.). [c.13]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология