Коэффициент быстроходности кавитационный

И газа. Недостатком вихревого насоса является низкий КПД, не превышающий 45%. Наиболее распространенные конструкции имеют КПД 35— 38%. Низкий КПД препятствует применению вихревого насоса при больших мощностях. Вихревые насосы изготовляют на подачу до 12 л/с. Напор вихревых насосов достигает 250 м, мощность доходит до 25 кВт, коэффициент быстроходности /15=6-1-40. Частота вращения вихревого насоса, так же как и лопастного, ограничена только кавитационными явлениями. Следовательно, насос может непосредственно соединяться с электродвигателем. Вихревые насосы не пригодны для перекачивания жидкостей с большой вязкостью, так как при увеличении вязкости напор и КПД резко падают. Вихревые насосы рекомендуется применять при [c.207]

Диаметр рабочего колеса турбины Di является основным размером, определяющим при заданных напоре и пропускной способности мощность и массу турбины. Гидродинамические качества рабочего колеса в основном определяют такие характеристики турбины, как к. п. д., приведенные расход, частота вращения, кавитационный коэффициент и коэффициент быстроходности. Они определяются при испытаниях модельной турбины на лабораторной установке. [c.6]

Если сравниваемые машины работают с одинаковой высотой Я , то из общепринятого выражения для кавитационного коэффициента быстроходности С и выражения (9) можно получить [c.286]

Формула (19) no форме совпадает с выражением для определения коэффициента быстроходности колеса п.,. Различие заключается в том, что вместо напора колеса Н включено падение динамического давления Ahg max Это сходство формы уравнений дало основание назвать постоянную С кавитационным коэффициентом быстроходности. Для колес с подобными условиями входа кавитационные коэффициенты быстроходности одинаковы. [c.53]

Пользуясь формулой (16), можно установить взаимосвязь между коэффициентом кавитации о и кавитационным коэффициентом быстроходности С [c.54]

Введение понятия о кавитационном коэффициенте быстроходности С представляет существенный шаг вперед при оценке кавитационных свойств центробежных насосов. До настоящего времени он продолжает оставаться одним из наиболее точных и удобных в обращении кавитационных параметров. [c.54]

Нестационарное вихревое движение потока в области входа ведет к интенсивному его перемешиванию. Ускорение част 1ц. жидкости, вновь поступающих в область колеса, в значительной мере осуществляется за счет обмена количества движения с частицами, уже побывавшими в области колеса Кавитационный коэффициент быстроходности для такого типа колеса доходит до 2500 [29]. [c.134]

Повышение кавитационного коэффициента быстроходности [c.138]

Гидравлические машины с вращающимся рабочим колесом подразделяются на три типа радиальные, диагональные и осевые. Такая классификация довольно произвольна из-за отсутствия четкой границы между этими типами машин. При рассмотрении кавитационных характеристик важнее остановиться на общих для всех типов машин свойствах течений, чтобы применить к ним один и тот же метод. Вообще в машинах с малым коэффициентом быстроходности, т. е. машинах радиального типа, каналы имеют относительно большие длины и малые поперечные сечения. Поэтому имеется тенденция рассматривать течение в межлопастных каналах как течение через ряд изолированных каналов. [c.615]

Судовые гребные винты в основном относятся к весьма низконапорным насосам с высоким коэффициентом быстроходности. Анализ кавитационных условий работы насосов такого рода упрощается из-за отсутствия корпуса, что, однако, не исключает некоторых специфических особенностей. Первая особенность связана с тем, что плоскость винта почти вертикальна и погружена на глубину порядка величины его диаметра. Поскольку на больших судах диаметр винта велик, он в значительной степени определяет числитель числа кавитации К, вследствие чего Kf сильно изменяется от верхней до нижней части диска винта. Поэтому на каждой лопасти винта может развиваться кавитация только в течение части каждого оборота. Такой циклический характер кавитации подобен описанному выше для лопастей рабочего колеса турбины, хотя причины кавитации в обоих случаях различны. На кавитацию в рабочих колесах турбины колебания давления обычно оказывают слабое влияние, а основной причиной пульсирующей кавитации является изменение угла атаки вследствие изменения скорости набегающего потока. Другими словами, для турбины причиной пульсирующей кавитации является скорее изменение параметра /Сг, чем /С/. [c.616]

КАВИТАЦИОННЫЙ КОЭФФИЦИЕНТ БЫСТРОХОДНОСТИ [c.643]

Коэффициент о изменяется не только с изменением условий, влияющих на развитие кавитации, но также с изменением коэффициента быстроходности машины. Введение кавитационного коэффициента быстроходности представляет попытку найти параметр, который зависит только от факторов, влияющих на кавитацию. [c.643]

Кавитационный коэффициент быстроходности определяется в виде [c.643]

Экспериментальным путем можно определить, действительно ли параметр S зависит только от факторов, влияющих на кавитационные характеристики гидравлических машин, и не зависит от других параметров конструкции, таких, как полный напор и коэффициент быстроходности. Нанример, на фиг. 11.10, заимствованной из работы [15], в логарифмических координатах представлена зависимость коэффициента а от коэффициента быстроходности, на которую нанесены точки, соответствующие предельным кавитационным характеристикам отдельных центробежных, диагональных и осевых насосов. На этой же фигуре проведены прямые линии постоянных значений S, имеющие наклон log Osu/log ns = /4 [уравнение (11.11)]. Заметим, что с увеличением тенденции к кавитации Osv уменьшается, а S увеличивается. [c.644]

Если учесть, что изменение коэффициента быстроходности свидетельствует об изменении типа машины, и предположить, что все лучшие конструкции выполнены с одинаковым приближением к идеальной конструкции с точки зрения бескавитационных условий работы, то кривая, проходящая через нижнюю точку для любого выбранного коэффициента быстроходности, должна быть линией постоянных кавитационных свойств. В настоящее время предел бескавитационной работы стандартных насосов, обычно применяемых в промышленности, характеризуется величиной 5 = 1300. Довольно распространены насосы специальных конструкций, имеющие критические величины S = = 1800—2000. Для преднасосов и других специальных устройств кавитация допустима. В литературе описываются конструкции насосов, работающих при относительно низких скоростях (конденсатные насосы), для которых 5 = 2000—3800. Ракетные топливные насосы проектируются на короткое время [c.644]

Переоценка основного предположения, на котором базируется понятие кавитационного коэффициента быстроходности, подсказывает другую возможность. Это предположение состоит в том, что единственно опасной зоной с точки зрения кавитации является зона наименьшего давления, а именно вход в крыльчатку для насосов или выход из рабочего колеса для турбин. Однако, как указывалось ранее, это не единственная опасная зона в гидравлических машинах. Другая критическая область в турбинах находится на входе в рабочее колесо. Проектирование входных кромок затрудняется в связи с тем. [c.646]

ЧТО они находятся в тени направляющих лопаток. Это приводит к периодическому многократному изменению угла атаки за каждый оборот. Такого затруднения не возникает при проектировании большинства насосов, так как в них обычно имеется только одна направляющая лопатка — язык улитки. Очевидно, кавитационный коэффициент быстроходности не является параметром, определяющим условия на входе в рабочее колесо турбины или на языке в улитке центробежного насоса. Однако графики на фиг. 11.6 и 11.10 построены на основании суммарных кавитационных характеристик машины. Только что представленная точка зрения позволяет сделать вывод, что в центробежных насосах вход в крыльчатку является определяющей кавитационной зоной. В турбинах Френсиса с равной вероятностью могут существовать другие кавитационные зоны, не зависящие от кавитационного коэффициента быстроходности. Форма кривой для этих турбин, возможно, свидетельствует [c.647]

Хорошо известно, что влияние кавитации на характеристики насосов, представленное коэффициентами а или 5, изменяется с изменением частоты вращения и размеров при постоянном значении Пз или с изменением частоты вращения для данных крыльчатки и корпуса. В определенных условиях они могут соответствовать оптимальным характеристикам. Некоторые сведения о проведенных испытаниях по определению такого влияния приведены в работах [5—7]. Очевидно, что оно должно быть обнаружено. Все насосы с одинаковыми коэффициентами быстроходности не имеют абсолютно одинаковых лопастей и геометрии проточных каналов (даже дубликаты из одной и той же партии серийно изготовленных насосов). Более того, насос представляет собой по существу комбинацию из крыльчатки и корпуса, предназначенного для отвода рабочей жидкости из рабочего колеса в выходной трубопровод. Если бы рабочее колесо работало изолированно, оно могло бы обеспечить одинаковые характеристики в широком диапазоне частоты вращения. Однако корпус имеет оптимальные характеристики только для одной комбинации расхода и частоты вращения и не соответствует рабочему колесу при других расходах и частотах вращения. Следовательно, для условий, отличных от оптимальных, корпус создает неравномерное распределение окружного давления на выходе из рабочего колеса. Это изменяет течение через межлопастные каналы рабочего колеса и влияет на к. п. д. и кавитационные характеристики. [c.647]

Концевой вихрь 623 Коррозия 416—418, 432, 438, 444, 455 Коэффициент быстроходности 635 --кавитационный 643—648 [c.671]

Л — частота вращения рабочего колеса насоса, об/мия р — производительность насоса, м /с С — кавитационный коэффициент быстроходности, зави сящий от конструктивных особенностей насоса [c.94]

Уровень совершенства антикавитационных свойств насоса характеризуется значением кавитационного коэффициента быстроходности [c.209]

Кавитационный коэффициент быстроходности [c.195]

Рис. 3.59. Зависимости максимального значения кавитационного коэффициента быстроходности шнекоцентробежного насоса (а), оптимальных значений

Для получения связи между угловой скоростью со вала основного насоса ТНА и срывным кавитационным запасом бустерного насоса (системы питания) в расчетах формально применяют кавитационный коэффициент быстроходности системы питания [c.212]

Сд. — кавитационный коэффициент быстроходности бустерного насоса. [c.213]

Целесообразность применения бустерного насоса. Если применение насоса с двусторонним входом не дает желаемого снижения массы ТНА, необходимо применить бустерный насос в системе питания ЖРД окислителем. Тогда угловая скорость основного вала ТНА определяется из выражения (3.192). При этом кавитационный коэффициент быстроходности системы питания Сс. п выбирается в зависимости от типа бустерного насоса (см. разд. 3.3.7) в пределах 8000. .. 15 000. [c.339]

В колесах с пространственными лопастями при малых подачах возникают, как показывает опыт, обратные токи в области входа потока в колесо. Жидкость, вышедшая из колеса обратно во всасывающий патрубок, обладает значительной окружной скоростью и, смешиваясь с основным потоком, поступающим в колесо, закручивает его. Для предотвращения этой закрутки во всасывающей линии устанавливают решетку из радиальных плоских ребер. При испытаниях таких конструкций получают кавитационный коэффициент быстроходности С = 1200ч-1500, что значительно превосходит обычные значения 800—900. Для обеспечения высоких значений гидравлического к. п. д. скорости потока на выходе из рабочего колеса доводят до нормальных значений. [c.157]

Другой простой пример — влияние изменения размера гидравлических турбин. Предположим, например, что для некоторой ГЭС проектируются главные турбины мощностью 50 ООО л. с., а также одна вспомогательная турбина мощностью 5000 л. с. По-видимому, можно использовать турбину с тем же самым коэффициентом быстроходности и, следовательно, по существу одинаковой конструкции, если спроектировать ее геометрически подобной главным турбинам. Можно ожидать также, что все турбины будут иметь одинаковые эксплуатационные характеристики, в том числе и кавитационные. Однако следует иметь в виду следующее. Хотя напор и, следовательно, все линейные скорости у обеих турбин одинаковы, отношение их выходных мощностей составляет 10 1. Следовательно, отношение линейных размеров будет равно У10, или немного более 3 1. Поэтому, если для турбины мощностью 5000 л. с. наинизшая точка на выходе из рабочего колеса будет расположена на расстоянии 0,61 м от наивысшей точки, соответствующая разница положений наинизшей и наивысшей точек на выходе из рабочего колеса турбины мощностью 50 000 л. с. составит около 1,93 м. При этом изменение давления на выходе из рабочего колеса главной турбины будет больше, чем на выходе турбины меньшего размера. Следовательно, чтобы обе турбины имели одинаковые коэффициенты надежности относительно возникновения кавитации, главная турбина должна быть установлена на более высоком уровне. Причина этого понятна кавитация на направляющих поверхностях зависит от абсолютного давления. Разница в 1,32 м достаточно велика и может соответствовать разнице между условиями, когда кавитация заметна, и беска-витационными условиями. Например, в гидродинамической трубе было обнаружено, что в условиях, близких к возникновению кавитации, разница в уровнях 5,08 см вызывает заметную разницу в степени кавитации. [c.301]

Степень гидравлического совершенства проточной части центробежных насосов современных ТНА соответствует значению С р = 2000...2500. Дальнейшее повьш1ение антикавитационных свойств насосного агрегата достигается применением подкачивающих устройств. Это различные вспомогательные и бустерные насосы — струйные (эжекторы), осевые (шнеки) и тл. Такие насосы и устройства выполняют как автономно в виде подкачивающих насосов, так и заодно с центробежным насосом в виде предвключенной ступени, составляя шнекоцентробежный насос. На рис. 10.11 представлена схема шнекоцентробежного насоса с эжектором, включающего центробежное колесо 1, вход в который расширен за счет увеличения ширины лопатки и диаметра начала лопаток. Направляющий конус 3 обеспечивает направление утечек жидкости по основному потоку и отсекает распространение вихревой обратной зоны. Шнек 4 имеет собственные высокие антикавитационные качества и повышает давление на входе в центробежное колесо для обеспечения его работы без кавитационного срыва. Струйный насос 6 создает дополнительное повышение давления на входе в шнек, используя энергию утечек жидкости из полостей гидравлического тракта насоса. Совершенство насосного агрегата по его антикавитационным качествам привело к существенному конструктивному изменению проточной части самого насоса, комбинации различных по принципу действия насосов в единый блок и к введению дополнительных магистралей и гидравлических трактов, обеспечивающих работоспособность конструкции. Кавитационный коэффициент быстроходности современных шнекоцентробежных насосов имеет значение С р = 4500...5000. [c.210]

В связи с аналогией записи формулы для критерия Ссрв и для коэффициента быстроходности п , см. формулу (2.164), критерий Ссрв называют кавитационным коэффициентом быстроходности. Для геометрически неподобных по входу насосов Ссрв теряет смысл критерия подобия и используется в качестве параметра, характеризующего антикавитационные качества насосов. [c.195]

Кавитационный коэффициент быстроходности может быть определен для любого режима кавитации. Удобство использования кавитационного коэффициента быстроходности Ссрв [см. формулу (3.146)] состоит в том, что он связывает основные параметры насоса V" и со со срывным кавитационным запасом рА/г рв = Рсрв — рп + рс х/2. Чем меньше АЛсрв, т. е. чем лучше антикавитационные качества насоса, тем большее значение имеет кавитационный коэффициент быстроходности. Обратим внимание на то, что если р рв — [c.196]

Осевой шнековый и шнекоцентробежный насосы имеют большие значения кавитационного коэффициента быстроходности, цент-робежиые насосы, поэтому применение их в качестве вспомогатель-1Щ Гнасосов предпочтительнее. [c.214]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...