Насосы Расчет

В настоящее время обычно определяются только резонансные частоты амортизированного насоса и первая собственная частота ротора. Исследования показывают, что в ряде случаев, особенно в многоступенчатых центробежных насосах, расчеты графо-ана-литическим методом [89] приводят к существенно завышенным значениям собственных частот. В связи с этим рекомендуется использовать более точные методы [19, 94]. При этом целесообразно рассчитывать несколько первых собственных частот ротора и не допускать их близости как к частоте вращения, так и к лопастной частоте. На практике наблюдались случаи усиленной вибрации роторов с лопастной частотой при невыполнении этого условия. Наиболее полные методы расчета системы ротор—корпус на свободные и вынужденные колебания изложены в работах [128, 1291. [c.177]

При двух насосах расчет R производят по суммарной производительности. [c.247]

Высота оси рабочего колеса насоса над поверхностью жидкости в питающем резервуаре называется геометрической высотой всасывания, или высотой установки насоса Расчет всасывающего трубопровода состоит в подборе его диаметра й и определении высоты установки насоса. Диаметр трубопровода определяют по формуле [c.136]

В случаях тяжело нагруженных валов роторов насоса расчеты должны включать [c.100]

Рабочие органы насоса рассчитывают для определенного сочетания подачи, напора и частоты вращения, причем размеры и форму проточной полости выбирают так, чтобы гидравлические потери при работе на этом режиме были минимальными. Такое сочетание подачи, напора и частоты вращения называется расчетным режимом. При эксплуатации насос может работать на режимах, отличных от расчетов/ [c.167]

Для увеличения производительности насоса решено увеличить скорость поршня вдвое. Соответственно в 2 раза увеличиваются угловые скорости валов редуктора привода насоса. Электродвигатель заменяют другим, имеющим вдвое большую мощность, чем прежний. Можно ли, не производя проверочных расчетов, использовать прежний редуктор [c.288]

Разобранная задача встречается [ ри расчете торцовых уплотнений машин, а также при расчете дисковых фрикционных насосов. [c.202]

Расчетом определены число и расположение лопаток (восемь лопаток, изогнутых по ходу вращения крыльчатки), профиль проточной части крыльчатки, сечения выходных улиток по углам Окружности. Задан срок службы Насоса (10 лег при двухсменной работе). [c.87]

Если силовой расчет выполняется для кривошипно-ползунного механизма поршневой машины (насоса, компрессора, детандера, две и т. п.), то сила Fi является силой давления рабочего тела (жидкости, газа), находящегося внутри цилиндра Ц, на его крышку К (рис. 5.11, б). Если кривошипно-ползунный механизм есть главный механизм пресса или станка, то силой fi,, является то воздействие, которое обрабатываемое изделие оказывает на стол пресса или станка. [c.196]

I реактор 2 — активная зона 3 — контур бака с водой 4 — контур бетонной защиты S — насос 6 — привод задвижки I, II, III — направления для расчета [c.297]

Кинематические характеристики механизма необходимы не только для оценки качества синтеза схемы механизма, но и для решения задач, связанных с прочностным расчетом и конструированием его звеньев, оценки динамических свойств механизма. Например, для проведения силового расчета механизма необходимо определить силы инерции и сопротивления движению звеньев, для чего должны быть известны скорости и ускорения их. Для вписывания механизма в конструкцию машинного агрегата необходимо знать траекторию движения его звеньев и их положения, определяющие габаритные размеры механизма. Для многих механизмов траектории движения звеньев определяют форму корпусных деталей, являющихся наиболее материалоемкими в машинах (картеры двигателей внутреннего сгорания, корпуса насосов и турбин, головки элеваторов и т. п.). [c.188]

Выбор оптимальной величины разрежения (вакуума) в камере плавильно-заливочной установки определяется главным образом химической активностью жидкого титана по отношению к элементам, входящим в состав газовой атмосферы. Термодинамические расчеты и практический опыт показали, что давление в камере плавильно-заливочной установки в период плавки и разливки следует поддерживать на уровне, не превышающем 0,13 - 1,33 Па. В этом случае не происходит увеличения содержания в сплаве элементов, входящих в состав воздуха (азота, кислорода и водорода). Для создания вакуума все плавильно-заливочные установки оборудованы вакуумной системой, включающей комплекс вакуумных насосов, вакуум-проводы, вакуумные датчики, задвижки, вентили и т.д. Благодаря вакуумной системе в камере установки поддерживается требуемое разрежение и производится откачка газов из камеры с необходимой скоростью. [c.304]

РАСЧЕТ ПОДВОДЯЩЕГО (ВСАСЫВАЮЩЕГО) ТРУБОПРОВОДА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА [c.125]

Исходной величиной для гидравлического расчета всасывающего трубопровода центробежного насоса является допустимая максимальная величина вакуума, при которой отсутствуют в насосе кавитационные явления. [c.126]

Методы расчета совместной работы насоса и трубопровода подробно изучаются в курсе насосов. Здесь мы этого вопроса коснемся лишь для того, чтобы в простейшем виде показать влияние экономики на выбор диаметра трубопровода. [c.126]

Расчет нагнетательного трубопровода, т. е. определение необходимого диаметра труб, является задачей со многими решениями, так как нужное количество жидкости может быть пропущено через трубы разных диаметров, если насосом будет обеспечен соответствующий напор. [c.126]

Уравнением (4.12) широко пользуются при расчетах водопроводов, водоотливных труб, насосов. [c.50]

Для того, чтобы студент отчетливо представлял влияние высоты всасывания на всасывающую способность насосов, расчет проводят дважды. Первый раз принимают высоту всасывания 0,5 м выше осевой линии насоса, а второй раз — 0,5 м ниже. Их сравнение и построение графиков покажет, что высота всасывания оказывает су-шественное влияние на работу насоса. Надо помнить, что в формуле (53) знак плюс принимается тогда, когда гидробак расположен выше всасывающей линии насоса, а знак минус — ниже этой линии. [c.275]

По уравнению Бернулли определим давление во всасывающей камере насоса. Расчет выполним для темпераг [c.298]

Для насосов с рабочим давлением, не превышающим 40—50кПсм , рассмотренные и установленные ранее значения модуля удовлетворяют прочностным требованиям с достаточным запасом. (Величина модуля установлена, исходя из заданной производительности и минимальных габаритов насосов.) При конструировании насосов для давлений, превышающих 50 кГ/см , рекомендуется производить проверку соответствия принятых значений параметров зацепления условиям работы насоса. Расчет рабочих поверхностей зубьев на долговечность по контактным напряжениям и расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба следует производить по методу А. И. Петрусевича, подробно изложенному в Энциклопедическом справочнике Машиностроение (т. 2) и Справочнике машиностроителя (т. 4). При определении напряжений изгиба наиболее неблагоприятным следует считать момент выхода из зацепления зуба ведущего ротора. Расчетное окружное усилие определяется в этом случае по формуле [c.90]

Расчет геометрических размеров и характеристик бустерных шиекоцентробежных насосов производится так же, как и расчет основного шнекоцентробежного насоса. Расчет бустерных шнековых и осевых насосов проводится с использованием соотношений, приведенных в разд. 2.10.1 и 3.2. [c.215]

В связи с незначительным изменением давления и температуры во входной части насоса при расчете на кавитацию плотность и температура принимаются равными заданным на входе в насос. Расчет на кавитацию, как правило, ведется без учета влияния термодинамических свойств жидкого водорода на антикавитационные качества насоса. Поэтому это влияние дает дополнительное улучшение антнкави-тационных свойств. [c.350]

Для выяснения влияния конструктивных элементов на форму характеристики насоса были рассчитаны характеристики ряда вариантов насоса. Расчет проведен по методике, изложенной в гл. II. При расчете не учитывали утечки через уплотнения канала и перемычки. Не учитывали также потери на преодоление окружной составляющей сил трения на стенке канала. Характеристики рассчитывали либо в предположении, что коэффициент сопротивления продольному вихрю = p-r b = onst, либо в предпололсении, что Ср = 0 и Км = onst. Параметры рассчитанных насосов сведены в табл. 7. Результаты расчета приведены на рис. 47 и в табл. 8. [c.82]

На рис. 10 приведены результаты расчета динамических составляющих при соударении масс шатунной группы насоса. Расчет произведен для частоты вращения вала 2470 об/мин, массы поршня 0,09 кг, шатуна 0,07 кг, прижимной пластины 0,07 кг, среднестатического распределения зазоров в сопряжениях шатунной группы 5 п = 0,82 мм, 6 в = 0,71 мм, 52 1,53 мм. Суммарному зазору, 52 = 1,53 мм соответствует угол ф = 28°42, зазору в==0,71 мм — угол ф=19°24 усилие удара шатуна о прижимную пластину при 8в = 0,71 мм достигает 760 Н. Усилие [c.23]

На равенстве (1.152) основывается метод расчета трубопроводов, питаемых насосом, который заключается в совместном построении, в одном и том же масштабе и па одном графиг о двух кривых [c.131]

Вычислив по уравнению (2.26) окруяпгую составляющую абсолютной скорости можно построить треугольник скоростей AB , соответствующий схеме бесконечного числа лопаток. В этом треугольнике скоростей относительная скорость w. r направлена по касательной к выходному элементу лоиатки. Из треугольника скоростей определяем угол р,л установки выходного элемента лопатки. Зная углы Pin и р.,л, получаем очертание лопатки в плане колеса. Следует отметить, что чаще при расчете рабочего колоса центробежного насоса значь нием угла задаются на основании соображений, изложенных в п. 2.7, и определяют такой диаметр колеса D , нри котором обеспечивается заданный иапор. Более подробно расчет проточной полости центробежного насоса будет изложен в п. 2.23. [c.167]

Именно п таком виде характсриспики роторных насосов используются потребителями гидромашип и приводятся в каталогах. Однако при выполнении графоаналитических расчетов гидравлических систем с исиользованиом характеристик насосов удобнее последние изображать так же, как и характеристики лопастных насосов, в виде зависимости // (или р ) от Q (рис.. 5,10, о). [c.303]

Определить гидраплическое сопротивление и мощность (без учета к. и. д. насоса), затрачиваемую на ирокачку масла через радиатор, в условиях задачи 5-11. При расчете принять температуру па пходе в радиатор /иц = 70°С местные сопротивления пе учитывать. [c.72]

Напомним, что при невысоких давлениях в расчетах цикла Ренкина делают следующие допущения не учитывают повышения температуры воды при адиабатном сжатии в насосе (нрактически точки [c.300]

Максимально допустимое значение вакуума обычно указывается в заводской кавитационной характеристике насоса. Эта величина зависит от конструктивных особенностей насоса, рода и температуры перекачиваемой жидкости. Для обеспечения нормальных условий работы насоса необходимо, чтобы расчетное значение вакуума было меньше или равно допустимому. (Метод расчета всасывающей линии порш1невого насоса здесь не рассматриваем. Благодаря неустановившемуся движению расчет при поршневом насосе отличается от расчета при центробежном насосе. В поршневом насосе на всасывание, кроме элементов всасывающего трубопровода, оказывают влияние число двойных ходов поршня и инерция всей массы жидкости во всасывающем трубопроводе.) [c.126]

Обычно в каждом частном случае значимость различных сил неодинакова и силы одного рода превалируют над силами другого рода тогда ограничиваются применением критерия подобия, соответствующего превалирующей силе. Так, при движении жидкости в - рубах под напором силы тяжести не играют сколько-нибудь значительной роли то же справедливо и для насосов, вентиляторов, турбин, водомеров--короче, для всех случаев, когда свободная поверхцрсть жидкости не bxojht в рассмотрение. В этих случаях можно при моделировании пренебречь равенством чисел Фруда и все расчеты модели проводить по числу Рейнольдса, которое и определяет характер потока жидкости. [c.316]

IV.42. Рассчитать водопроводную сеть, рассмотренную в предыдущей задаче. Определить диаметры и линейные расходы на участках свободные напоры в узловых точках сети, давление и необходимую мощность насоса в точке А, если отметки земли 2 = 8 м = 9 м гз = 9,5 м 24 = 8,5 м 25 == 9 м и 2 = 10 м, длина /,4 = 1000 м и 2 = 6 м при коэс х зициенте полезного действия насоса I] = 0,7 высоте всасывания /г с = 4,5 м длине всасывающей трубы /вс = 17 м. Расчет произвести для труб а) асбестоцементных б) стальных в) гюлиэтиле-новых. [c.104]

Гидробак предназначен для питания гидропривода рабочей жидкостью. Его размеры принимают из расчета, чтобы жидкость, циркулирующая в гидроприводе, успевала отстояться и отдать избыток тепла в окружающую среду. Для этого объем бака принимают равным двух — четырехминутной подаче насоса. [c.204]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...