Осевые насосы, расчет

O. Рейнольдсом. В дальнейшем И. С. Громека были предложены уравнения вихревого движения жидкостей, а Н. П. Петровым разработана гидродинамическая теория смазки. Большой вклад в развитие гидравлики внес Н. Е. Жуковский, разработавший теорию гидравлического удара в трубах и предложивший классическое решение ряда технических вопросов водоснабжения, гидротехники и по расчету осевых насосов. Работы В. А. Бахметьева по исследованию движения жидкостей в открытых руслах, А. Н. Колмогорова и немецкого ученого Л. Прандтля продвинули вперед изучение турбулентных потоков и позволили создать полу-эмпирические теории турбулентности, получившие широкое практическое применение. Трудами Н. Н. Павловского и его школы разработана теория движения подземных вод и развита новая отрасль гидравлики — гидравлика сооружений. [c.8]

Определение основных размеров. При расчете заданы У, м /с L, Дж/кг п, об/мин, так как осевые насосы непосредственно соединяются с электродвигателем. [c.431]

Расчет осевых вентиляторов аналогичен расчету осевых насосов. [c.400]

Расчет треугольников скоростей, рабочих и направляющих лопаток производится так же. как и у осевых насосов и вентиляторов (см. разделы 27-1 и 27-2). [c.415]

В третьем издании в отличие от предыдущих существенно переработаны разделы Кавитация в насосах , Осевые насосы , Отводы насосов освещены новые вопросы удельная мощность, вибро-нагруженность ТНА расчеты насоса и турбины представлены как элементы системы автоматизированного проектирования двигательной установки с ЖРД внесены изменения методического характера, например при описании системы КПД, балансов мощностей насосов и турбины. [c.4]

Это уравнение свободного вихря. Такое распределение скорости использовалось при проектировании первых осевых компрессоров и приводило к сильно закрученным лопаткам и высоким числам Маха потока у периферии. Осевые насосы обычно до сих пор проектируются с использованием этого уравнения, что приводит к преждевременной кавитации из-за больших относительных скоростей у периферии. Широко применяется метод свободного вихря при проектировании осевых турбин. В работах [3.83, 3.84] описана методика такого расчета. [c.92]

Бесконечную совокупность одинаковых крыловых профилей, одинаково ориентированных и расположенных с постоянным шагом вдоль некоторой прямой, называют плоской гидродинамической решеткой. Такая решетка получается, если лопастную систему рабочего колеса осевой турбомашины (гидравлической, паровой или газовой турбины, насоса, вентилятора, компрессора) рассечь круговой цилиндрической поверхностью и развернуть па плоскость. Для турбомашин другого типа (радиальных) профили располагаются вдоль окружности и образуют круговую решетку. Исследование взаимодействия гидродинамических решеток с потоком жидкости или газа составляет одну из центральных задач теории турбомашин. В частности, для прочностных расчетов лопастной системы необходимо знать гидродинамические силы и моменты, действующие на лопасти рабочих колес турбомашин. [c.268]

Общие зависимости для расчета осевых сил, полученные для насосов [41, 58], справедливы и для гидродинамических передач. В отличие от насосов в гидродинамических передачах конфигурация проточной части и поверхностей рабочих колес сложнее и эпюры давления для левой и правой сторон не симметричны. [c.42]

Особенности расчета осевых сил герметичных насосов. В герметичных ГЦН осевые и радиальные подшипниковые опоры работают в перекачиваемой среде. [c.212]

АЭС с реактором ВВЭР-1000. Для некипящих реакторов, работающих с водой под давлением, характерна более высокая подача при относительно малом напоре. Из расчетов следует, что при подаче 20 ООО—30 ООО м /ч (именно такая подача ГЦН. современных и перспективных реакторов ВВЭР) частоте вращения 3000 об/мин соответствует насос осевого типа. С увеличением частоты вращения вала ГЦН значительно снижаются размеры и масса агрегата, а следовательно, и стоимость изготовления ГЦН. На рис. 8.10 и в табл. 8.2 приведены размеры основных элементов [c.276]

Расчет осевых сил, действующих на рабочие колеса гидротрансформатора на различных режимах, аналогичен расчету осевых сил в гидромуфте. В данном случае нужно только учесть, что угол, который образует вектор скорости в меридиональной плоскости с осью гидротрансформатора на входе в насос и на выходе из турбины, т. е. на входе в реактор и на выходе из него, может быть различным (от О до 180°). [c.186]

Суммарная осевая сила, действующая со стороны насоса на вращающийся корпус гидротрансформатора, воспринимается болтами на внешнем фланце насосного колеса. Для расчета болтов на прочность суммарная сила вычисляется по формулам [c.188]

На основе современной теории турбомашин, в частности теории центробежных насосов [37], вопрос о расчете осевых сил представляется в следующем виде. Осевые силы, возникающие вследствие действия потока на рабочие колеса, определяются Шг поверхностными силами, действующими как на наружные по- [c.158]

На основе современной теории гидромашин, в частности теории центробежных насосов , вопрос о расчете осевых сил представляется в следующем виде. Осевые силы, возникающие вследствие [c.69]

Торцовый угол зацепления расположен в плоскости, перпендикулярной к оси вращения колеса, или параллельно торцу колеса. Нормальный угол зацепления расположен в плоскости, перпендикулярной линии зубьев, расположенных наклонно к оси колеса. Этот угол используется в расчетах и чертежах зубчатых колес. В плоскости оси вращения колеса угол зацепления называют осевым. Углы в этой плоскости используют, например, у червяков, которые имеют большой угол подъема винтовой линии. Практически угол зацепления пары зубчатых колес выбирается конструктором исходя из назначения зубчатой передачи. Обычно зубчатые колеса с эвольвентным профилем имеют углы зацепления в пределах от 14,5 до 30°. Стандартные прямозубые цилиндрические колеса, как правило, изготовляют с углом зацепления 20°. Нормальный угол зацепления косозубых колес берется в пределах а = 14,5°ч-18,5°, а иногда 20°. Большие углы зацепления (25— 30 ) используют в зубчатых колесах насосов. С увеличением угла зацепления прочность зубьев повышается, уменьшение угла зацепления способствует снижению уровня шума. [c.33]

Для нормальной работы масляного насоса новые подшипниковые планки должны быть ориентированы относительно корпуса таким образом, чтобы оси отверстий под зубчатые колеса в корпусе насоса совпали с осями отверстий в подшипниковых планках. Операция по центровке осуществляется калибрами (технологическими зубчатыми колесами), размещаемыми в корпусе насоса (рис. 5.И). Между этими калибрами и корпусом насоса закладывают листы фольги одинаковой толщины с таким расчетом, чтобы выбрать зазор К между лысками калибров, после чего на цапфы калибров с обеих сторон надевают подшипниковые планки с подшипниками, закрепляют планки гайками и фиксируют каждую планку относительно корпуса насоса постановкой новых конических штифтов. Насос разбирают. Вместо калибров подбирают зубчатые колеса (ведущее и ведомое) так, чтобы радиальный зазор А (рис. 5.12) между колесами и корпусом насоса был в пределах 0,20—0,25 мм. Собирают насос с подобранными колесами, подшипниковыми планками 5 и /7 в сборе с подшипниками и прокладками 10 я 11. Измеряют индикаторным приспособлением осевой разбег Б зубчатых колес в корпусе насоса. При необходимости этот разбег регулируют прокладками 10 и 11, когда разбег превышает 0,25 мм, уменьшают толщину прокладок. Если прокладками не удается уменьшить разбег, то сошлифовывают поверхность К корпуса. Закрепляют подшипниковые планки и фиксируют их коническими штифтами, после чего щупом из- [c.266]

Основные особенности расчета осевых компрессоров по сравнению с насосами и вентиляторами сводятся к следующему. [c.415]

При работе ТНА на рабочие колеса насосов и турбины действуют осевые силы, которые передаются на вал, а также воздействуют на подшипниковые опоры. При проектировании ротора ТНА расчет осевых сил и снижение их суммарных значений до приемлемого уровня является весьма важной задачей, так как долговечность подшипниковой опоры зависит от действующей на нее осевой силы, кроме того, распределение осевых сил по длине вала необходимо знать при оценке его прочности. [c.266]

Следует заметить, что погрешность в расчете осевой силы по приведенным выше методикам, действующей на диск при наличии протечки через полость или без протечки, составляет 3—5%, что определяет погрешность расчета результирующей силы максимально, например, у насосов быстроходностью /2 = 40—15%. Широко применявшийся метод расчета осевой силы, основанный на предположении о постоянстве угловой скорости в полостях и ее равенстве половине угловой скорости рабочего колеса независимо от протечек, приводит к погрешностям по результирующей силе до 200— 300% и более в зависимости от быстроходности машины и ее размера. [c.64]

У насосов малой быстроходности наибольшее внимание при расчете следует уделять учету протечки, так как результирующая осевая сила, вызванная ее влиянием, может р 3—4 раза превосходить силу без учета протечки, в то время как ее изменение по режиму работы насоса не превысит 25%. [c.69]

Напротив, у насосов большой быстроходности основным фактором при расчете результирующей осевой силы должен являться режим работы насоса, который может приводить, например, у насосов с Агв=120 к изменению осевой силы вдвое, тогда как влияние протечки составит всего 30 %. [c.69]

В общем случае для расчета всех КПД необходимо использовать приведенные полные формулы. Входящие в них величины определяют либо в результате детальных экспериментов, либо по зависимостям, приведенным в предыдущих главах. Детальные расчеты КПД позволяют оценить эффективность применяемых конструкций. Например, в многоступенчатых насосах установка торцовых лопаток на рабочем колесе для регулирования осевых усилий увеличивает механические потери колеса (т. е. уменьшает Ямк). Однако одновременно уменьшается давление около вала и, следовательно, утечка жидкости, что повышает объемный КПД. Таким образом, произведение этих КПД может изменяться незначительно. Установка же торцовых лопаток на корпус снижает как механический, так и объемный КПД. [c.90]

Целью расчета является определение угловой скорости вала, размеров основных элементов (подвода, шнека, центробежного колеса и отвода), необходимых для проектирования насоса, параметров потока, энергетических характеристик, осевых и радиальных сил. [c.337]

Центробежное колесо, отвод, энергетические характеристики, осевые и радиальные силы. Расчет центробежного колеса насоса горючего, отвода и расчет его энер- [c.349]

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]

Для снижения возмущающих сил гидродинамического происхождения у осевых насосов в первую очередь необходимо расчет и проектирование проточной части осуществлять при минимальных запасах энергетических параметров, так как у осевых насосов, в силу высокой чувствительности их виброакустических характеристик, к углу атаки недопустим обычно применяемый в насо-состроении метод доводки путем подрезки лопастей рабочего колеса. При этом проточная часть должна проектироваться на повышенный коэффициент быстроходности с использованием кавита-ционно-стойких профилей облопачивания. [c.179]

Расчет осевой силы проводится с учетом конструкции основных элементов ротора, их размеров и результатов гидро- и газодинамического расчета всех рабочих элементов, составляюших ротор ТНА (турбина, центробежные и осевые насосы, импеллеры и т.п.). В обшем виде осевая сила/ на каждом из элементов ротора состоит из статической составляющей давления R qt и динамической дин воздействия потока рабочего тела. Расчет и способы компенсации осевых сил на роторе ТНА рассмотрены в разд. 11.2. [c.264]

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]

Результаты опытов показали, что расчеты, выполненные по приведенным зависимостям, справедливы для всего рабочего диапазона изменения параметров Q/Qom В результате сопоставления значений Дйт1 , рассчитанных по этим уравнениям, с эксперимен-тальньми данными выявлено, что ошибка при расчетах не превышает 3,5 %. Анализ расчетов показал, что оптимальное значение диаметра рабочего колеса осевого насоса для данного расчетного режима увеличивается с возрастанием втулочного отношения й и несколько уменьшается с увеличением коэффициента X. Кавита- [c.142]

Думов В. И. Расчет центробежных ступеней насосов с предвклю-чеиными осевыми колесами, обладающими высокими антикавитационными свойствами. Теплоэнергетика , 1959, № 6. [c.178]

Рассматриваемая теория решеток из тонких профилей получила в тридцатых годах первые практические применения в расчетах гидротурбин (И. Н. Вознесенский и В, Ф. Пекин) и вентиляторов (К. А. Ушаков, 1936) затем она была использована при создании современной теории осевых компрессоров и насосов (Г. Ф. Проскура, 1934 Л. А, Симонов, [c.113]

Расчет многоопорных конструкций двухкривошипных валов ведут по разрезной схеме, рассматривая каждую из двух частей вала как одноколенчатый двухопорный вал. Из-за больших осевых усилий, возникающих на червяке червячной передачи, особое внимание следует уделить выбору его подшипников. Их выбирают по эквивалентной нагрузке. Наиболее рационально применять радиально-упорные подшипники, так как упорные подшипники имеют слишком большие размеры по оси вала. Многие ножницы для листового металла имеют механический привод прижимной балки, а прижимную балку сплошную, жесткую. Жесткая прижимная балка не может обеспечить равномерного распределения усилия прижима по длине балки. В таком приводе наблюдаются частые поломки пружин. Поэтому при модернизации указанного узла рекомендуется использовать отдельно подпружиненные прижимы или применять отдельные гидравлические прижимы. В гидравлическом приводе прижимов наиболее уязвимым местом является втулка ролика поршня насоса. Ролик получает перемещение от кулачка И, расположенного на коленчатом валу (см. рис. 12.2). Допускаемые удельные усилия на контактных поверхностях роликов [ 1 с 150 МПа. [c.172]

В контрольном сечении устанавливают напорную трубку с таким расчетом, чтобы боковое отверстие трубки находилось в пределах толщины стенки трубы. Бак заполняют водой, а затем насос включают в работу. После установления режима движения воды в трубе и проверки показаний дифманометра передвигают напорную трубку внутрь рабочей трубы таким образом, чтобы отверстие было направлено навстречу потоку и находилось у стенки трубы. В этом положении производят первый отсчет по дифманометру, после чего напорную трубку продвигают дальше и через 5 мм снова производят отсчет по дифманометру. Всего на. участке от стенки до оси трубы скоростной напор замеряют в шести точках на расстоянии 1, 6, 11, 16, 21 и 26,2 мм от стеуки трубы. Судя по величине внутреннего диаметра, шестая точка должна находиться на осевой линии трубы. Во время замеров боковое отверстие напорной трубки трижды перемещают от стенки до оси трубы и в обратном направлении. Положение отверстия относительно направления поступательного движения воды в трубе проверяют по показанию дифманометра во время поворачивания трубки относительно ее оси по ходу и против часовой стрелки. При расположении отверстия точно навстречу потоку перепад уровней воды в пьезометрах оказывается максимальным. Отклонение отверстия вправо или влево относительно направления движения воды приводит к уменьшению разности отсчетов по дифманометру. Положение отверстия относительно стенки трубы определяют по миллиметровой шкале с нониусом. [c.60]

Осевые и радиальные нагрузки ротора ТНА передаются от рабочих колес турбин, насосов, гидродинамических уплотнений и других элементов через вал на опоры ротора. Расчет вектора сил, действующих на ротори его опоры, позволяет правильно выбрать радиальные зазоры в ушютнениях, конструктивно уменьшить нагрузку до приемлемых значений и наряду с выбором опоры обеспечить необходимые гидравлические и газодинамические параметры течения рабочих тел в полостях ТНА. Для высокоресурсных и вы- [c.263]

Книга посвящена течению во вспомогательных (не входяпщх в состав проточных частей) трактах лопастных машин —.центробежных насосов, компрессоров, турбин. Приведены методы расчета элементов вспомогательных трактов составленных из них внутренних гидравлических цепей, а также гидродинамических сил, действующих на детали вспомогательных трактов, в частности осевых сил, возникающих на рабочих колесах. Изложены методы экспериментального определения характеристик вспомогательных трактов и гидродинамических сил, а также теория их моделирования. [c.2]

В работе [18] анализ измерений давлений, утечек и осевых сил на различных режимах работы центробежных насосов со спиральными отводами быстроходностью 40—120 позволил разработать метод замены неосесимметричных течений эквивалентными им по дейт ствию усредненными осесимметричными. Расчет таких течений приг веден в гл. 1. [c.67]

На начальном этапе разработки двигателя, когда нет еще реальных конструкций, опытных данных, расчет баланса осевых сил на различных режимах работы двигателя следует хфоводить с использованием опыта ранее созданных конструкций по статическим математическим моделям. Эти расчеты для ТНА, насосы которых проектируются на создание высоких напоров, могут давать достаточно большие ошибки, связанные с деформациями элементов конструкции при больших внутренних давлениях. [c.140]

Основные положения теорий шнека и осевой ступени даны в разд. 2, антикавитационные качества шнека рассмотрены в разд. 3.3. Остановимся на особенностях расчета шнекоосевых и шнековых насосов. [c.181]

Для повышения угловой скорости вала ТНА от насоса окислителя требуются более высокие антикавитационные качества, чем от насоса горючего. Поэтому при расчете насоса окислителя стремятся обеспечить возможно более высокое значение Ссрв- Для увеличения Ссрв надо стремиться к применению осевого подвода и к уменьшению диаметра втулки шнека. С этой точки зрения целесообразно в ТНА располагать насос окислителя консольно (рис. 5.27). Подвод будет осевым, а диаметр втулки шнека будет минимальным, так как вал шнека не передает значительных крутящих моментов и его диаметр определяется из конструктивных соображений. [c.337]

Энергетические характеристики насоса, осевые и радиальные силы. Универсальные энергетические характеристики насоса Я/со , Njafi, Цп = f (V/ o) рассчитывают с помощью формул (3,102), (3,107) и (3.109) по напору, КПД, расходу, угловой скорости, соответствующим расчетному режиму. Расчет осевых и радиальных сил подробно рассмотрен в разд. 5,5. [c.341]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...