Рабочее колесо центробежного насоса, расчет

РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА [c.293]

Расчет рабочего колеса центробежного насоса [c.383]

Во многих практических расчетах определяют работу машин при вращательном движении их рабочих органов, например барабанов лебедок, колес центробежных насосов и вентиляторов и т. д. В этих случаях к валу исполнительного органа прикладывается определенный вращающий момент, который, преодолевая сопротивления, выполняет полезную работу. [c.89]

При выполнении точных расчетов необходимо учитывать изменение к. п, д. рабочего колеса, которое связано с изменением частоты его вращения. Для этой цели служат рабочие характеристики центробежных насосов. [c.81]

В 1906 г. Н. Е. Жуковский совместно с С. А. Чаплыгиным опубликовал работу О трении смазочного слоя между шипом и подшипником . В ней было дано точное математическое решение задачи Петрова. В этом же году Н. Е. Жуковский разработал теорию подъемной силы крыла. На основании этой теории стало возможно производить расчеты крыльев самолетов, а также лопастей рабочих колес гидравлических турбин, центробежных и пропеллерных насосов. Таким образом была решена важнейшая проблема аэродинамики и гидродинамики. [c.8]

Идеи, -заложенные в указанном выше классическом сочинении профессора Н. П. Петрова, нашли свое дальнейшее отражение и в трудах Н. Е. Жуковского. В 1906 г. Н. Е. Жуковский совместно с С. А. Чаплыгиным опубликовал работу СЗ трении смазочного слоя между шипом и подшипником . В ней было дано точное математическое решение задачи Петрова. В том же году Н. Е. Жуковский разработал теорию подъемной силы крыла. На основании этой теории стало возможным производить расчеты крыльев самолетов, а также лопастей рабочих колес гидравлических турбин, центробежных и пропеллерных насосов. Таким образом, была решена важнейшая проблема аэродинамики и гидродинамики. [c.9]

Второе допущение, которое было принято при выводе основного уравнения центробежного насоса, состояло в исключении из расчета гидравлических потерь энергии, которые имеют место при движении потока через насос. Эти гидравлические потери обусловлены вихреобразованием при движении жидкости в рабочем колесе, недостаточно плавным входом потока на рабочее колесо (потери на удар при входе) и, наконец, трением жидкости о лопасти. [c.241]

Для расчета характеристики центробежного насоса, получающейся после обрезки его рабочего колеса, можно приближенно принять, что подача изменяется пропорционально первой степени, а напор — пропорционально второй степени наружного диаметра рабочего колеса [c.193]

Так как расположенные после насоса решетки турбины / и III являются в большинстве случаев центробежными, то для уменьшения потерь при расчетах задаются коэффициентом конфузорности > 1, для остальных рабочих колес в случае, [c.83]

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]

У рабочих колес радиальных турбин и центробежных насосов рабочие лопатки располагаются на боковой поверхности диска (см. рис. 11.26). Под действием центробежных сил масс диска и лопаток, нагрева диска по радиусу и разности температур лопаток и диска в колесе возникает совместная упругая деформация лопаток и диска. В тех случаях, когда лопатки расположены на одной стороне диска, в нем помимо растягивающих возникают также изгибные напряжения. В результате напряжения и на стороне диска, где размещены лопатки, могут значительно (в 2...3 раза) превышать напряжения на свободной стороне диска. В связи с этим точный расчет такого колеса на прочность представляет значительные трудности. [c.298]

При увеличении числа колес и длины вала при большом числе оборотов, даже при небольшом эксцентриситете, может иметь место прогиб вала (и далее авария). В этом случае особо необходима проверка (балансировка) вала с рабочими колесами на заводе. При расчете проверяется критическое число оборотов вала п , которое должно значительно отличаться (не менее чем на 25—30%) от числа оборотов п. У центробежных насосов обычно число п ниже Пк, в противном случае переход через критическое число оборотов должен происходить быстро. Вращение вала при критическом числе оборотов не допускается. Проверка числа оборотов ведется по данным аналогичных насосов, по окончании проектирования всего насоса, по выявлении числа колес, размеров (веса) их, длины вала и пр. Упрощенная проверка ведется по формуле [c.39]

Помимо различных технологических аппаратов и сооружений из пластмасс изготовляют рабочие колеса центробежных насосов, мещалки, эжекторы и другое оборудование и детали (см. рис. 54, 55), в основу расчета которых положены те же принципы, что и при расчете аппаратуры. При конструировании и расчете насосов из винипласта, фаолита и т. п. пользуются следующими соотнощениями для лопаток рабочих колес [c.169]

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]

Грунтовыми насосами называются центробежные насосы специальной конструкции, приспособленные для перекачивания с.месн воды и грунта — пульпы. Грунтовый насос является главной машиной землесосного снаряда. Их основное конструктивное отличие по сравнению с центробежными насосами состоит в том, что все пульпопроводящие каналы рабочего колеса грунтового насоса рассчитаны на пропуск крупнообломочных включений. Кроме того, в грунтовых насосах предусматривается целый ряд специальных конструктивных особенностей, направленных на максимальное снижение износа деталей, что связано с увеличением гидравлических потерь. Расчеты для грунтовых и центробеж[1ых насосов аналогичны. [c.97]

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]

На основе многочисленных экспериментальных исследований и теоретического анализа полученных результатов во ВНИИГидро-маше разработана схема расчета на кавитацию центробежных насосов с 5 =40... 100, позволяющая проектировать входные элементы рабочего колеса исходя из условий, которые обеспечивают заданные высокие качества насоса при высоком КПД. Исходными для проектирования насоса являются следующие величины Q, Н, На основании этих данных могут быть определены кави- [c.139]

Многолетняя практика проектирования и строительства динамических машин, таких как центробежные насосы, гидравлические турбины, турбовоздуходувки, вентиляторы, а также гидромуфты, позволила разработать основные положения применения закона аподобия для их расчета и моделирования. Простота конструкции ях рабочих колес с полной осевой симметрией проточной части, [Взаимное расположение колес и условия их взаимодействия позво- [c.36]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...