П лопастные

Так как напор лопастного насоса не зависит от рода перекачиваемой жидкости (см. п. 2.6), удельная частота вращения и коэффициент быстроходности также не зависят от рода жидкости. [c.183]

Основные параметры лопастных насосов (подача Q, напор Я, мощность N, коэффициент полезного действия т) и частота вращения вала рабочего колеса п) находятся в определенной зависимости, которая лучше всего уясняется из рассмотрения характеристических кривых. [c.196]

Теоретические решения многих вопросов, связанных с движением вязкой жидкости в проточной части лопастных насосов, еще не найдены. Поэтому при конструировании новых образцов лопастных машин проводятся лабораторные исследования на моделях проверяется и окончательно устанавливается форма лопастей рабочего колеса и направляющего аппарата, определяются к. п. д. насоса и изменение к. п. д. в зависимости от различных факторов (числа оборотов, производительности, напора), изучается явление кавитации и т. д. [c.253]

Как указывалось выше, в поворотно-лопастных турбинах лопасти рабочего колеса автоматически поворачиваются с изменением открытия направляющего аппарата. Поэтому при различной мощности, отдаваемой рабочим колесом, изменяя открытие лопаток направляющего аппарата и угол установки лопастей, мох<но найти такое положение последних, при котором к. п. д. турбины будет иметь наибольшее значение. В современных конструкциях поворотно-лопастных турбин установка лопастей рабочего колеса на наиболее выгодный угол производится автоматически одновременно с изменением открытия направляющего аппарата турбины. Благодаря этому турбины такого типа работают с оптимальными к. п. д. при значительном [c.283]

Область применения поворотно-лопастных турбин пока ограничена максимальными напорами — 25—30 м, но высокие к. п. д. этих турбин при широком диапазоне режимов (максимальный к. п. д. достигает 0,937) и ряд других положительных качеств позволяют ставить вопрос о применении поворотно-лопастных турбин для больших напоров. [c.287]

Лопастные колеса гидродинамической передачи вращаются с большой угловой скоростью и обусловливают высокую скорость движения рабочей жидкости. При высокой скорости жидкости из-за больших потерь нецелесообразно передавать энергию даже на небольшие расстояния. Поэтому для получения высокого к. п. д. в гидромуфтах и гидротрансформаторах лопастные колеса предельно сближаются, устанавливаются непосредственно друг за другом по кругу в замкнутом кольцевом потоке жидкости. [c.294]

Для лопастных насосов рабочая характеристика строится в виде зависимости напора насоса, потребляемой им мощности и к. п. д. от подачи насоса при постоянной частоте вращения. [c.414]

П р н м е ч а н и е. Условное обозначение насоса О—осевой П—поворотно-лопастный В—вертикальный первая цифра—номер модели колеса вторая—диаметр рабочего колеса, см. [c.271]

При неподвижных смежных дисках (стенках) степень использования расхода лопастной системы насоса характеризовалась бы объемным к. п. д., так же как и в обычных насосах и турбинах, [c.11]

Коэффициент момента Л1 и коэффициент мощности Хдг определяют нагрузку на лопастную систему и, следовательно, к. п. д. гидропередачи. Чтобы выявить это влияние и подчеркнуть его, следует относить их к выходному диаметру лопастной системы насоса П 2. [c.31]

Для получения хороших энергетических и экономических показателей очень важен правильный выбор расположения рабочих колес. Желательно иметь у насоса минимальный входной и максимальный выходной радиусы, что уменьшает входные относительные скорости, диффузорность лопастных систем и углы атаки, а следовательно, потери и ведет к увеличению к. п. д. и лучшей форме характеристики. [c.102]

При малых расчетных передаточных отношениях (малая быстроходность) лопастная система турбины будет сильно изогнутой и при наличии лопастей постоянной толщины будет иметь каналы с большой диффузорностью, что вызовет дополнительные потери и снижение к. п. д. Диффузорности можно избежать за счет профилирования лопастей, которые при малых ip получаются очень толстыми. [Распределение скоростей вдоль лопасти при этом будет равномерным, но так как каналы станут узкими, то при большой величине скоростей увеличатся потери трения, что приведет к понижению к. п. д. [c.103]

При больших коэффициентах мощности имеет место уменьшение к. п. д. гидротрансформатора (рис. 45), что связано с чрезмерной нагрузкой лопастной системы, отрывом потока от лопастей и интенсивным вихреобразованием. При малых к. п. д. также уменьшается, но незначительно. Поэтому для проверки правильности заданных размеров или выбора их необходимо пользоваться оптимальным значением коэффициента мощности. Из формулы (11.34) получим [c.108]

Если выбрать большое значение Q и малое Н, то в процессе работы будут иметь место сравнительно большие гидравлические потери. При малой величине напора Я, гидравлический к. п. д. будет мал ц, следовательно, полный к. п. д. так же будет иметь низкое значение. При выборе большой величины Я и малой Q перепады давлений увеличатся и, следовательно, возрастут объемные протечки, что приведет к Уменьшению объемного к. п. д. Кроме того, при больших величинах напоров лопастные системы будут иметь большую изогнутость из-за увеличения относительной нагрузки на них. Это приведет к увеличению относительных скоростей, диффузорности и гидравлических потерь, а следовательно, к уменьшению к. п. д. [c.109]

С увеличением расхода увеличиваются потери трения и разница между напорами лопастных систем турбины и насоса, соответственно уменьшается к. п. д, гидротрансформатора. Момент лопастной системы насоса в зависимости от расхода меняется по параболе (штриховая линия). Из рис. 50 видно, что в зависимости от диапазона [c.120]

Расчет лопастной системы турбины. Для определения напора турбины задается гидравлический к. п. д. л г = 0,88- -0,92. Напор //<,- = Нщ х г = —3,92 0,91 = —3,57 м вод. ст. (знак минус указывает на сработку напора в турбине). Угловая скорость olJ. = = = 35,6-0,65 = 2,32 1/сек.. Расход принимается тот же, что [c.127]

Исследования по обтеканию решеток и исследования, проведенные на гидротрансформаторах, показали, что для получения максимума к. п. д. при 1р и коэффициента трансформации Ко при 1 = 0 в лопастной системе турбины необходимо задавать отрицательные углы атаки до —20°. [c.128]

Балансы энергии дают возможность провести расчет распределения давлений и осевых сил. Если заданные параметры Mf], М-р, т], /С, П по расчету не получились, то необходимо провести корректирование лопастных, систем и провести новый расчет. [c.161]

После выяснения физической сущности явлений, происходящих в гидродинамических передачах, целесообразно использовать для анализа характеристик рабочих процессов безразмерные величины. При переходе к безразмерным величинам, основываются на законах подобия. Безразмерные величины — это величины, приведенные к характерным параметрам гидродинамической передачи. За характерные параметры принимают радиус на выходе из лопастной системы насоса / Д2 и угловую скорость вращения насоса со , безразмерные величины не зависят от размеров и скоростей. Следовательно, вместо семейства-характеристик для подобных гидропередач будем иметь одну характеристику, что упрощает. анализ. Переход к безразмерным величинам проводится в предположении, что к. п. д. остается неизменным. [c.164]

При определении к. п. д. в генераторном режиме из-за того, что роли лопастных систем меняются, следует пользоваться обратным значением передаточного-отношения и коэффициента трансформации по сравнению с тяговым режимом [c.172]

Такое изменение характеристик обусловлено тем, что при повороте одной из лопастных систем лопастные системы оказываются несогласованными. На одном режиме работы одни из них имеют большие потери, на другом — другие, а на третьем — все вместе. В итоге резко уменьшается к. п. д. гидротрансформатора. [c.187]

Если поворот лопастных систем насоса и направляющего аппарата, установленного перед насосом, наряду с увеличением потерь, активно влияет на характеристику за счет изменения потока, что способствует одностороннему и почти пропорциональному изменению характеристик насоса и турбины, то поворот лопастных систем турбины и направляющего аппарата, установленного передней, действует в большей мере как дроссель. При этом характеристика насоса изменится мало, а характеристика турбины (при любом повороте лопастей) значительно ухудшится и произойдет более резкое снижение к. п. д., чем при повороте лопастей насосного колеса или направляющего аппарата, установленного перед насосом. [c.187]

Высокомоментные пластинчатые гидромоторы из-за низкого объемного к. п. д. при рабочем давлении 100 кгс/см не получили распространения ни в СССР, ни за рубежом. Но, учитывая особо важное для горных машин требование компактности, Гипроуглемашем создана оригинальная конструкция высокомоментного пластинчатого гидромотора типа ВЛГ-400 (В — высокомоментный, Л — лопастной, Г — гидромотор, 400 — расчетный крутящий момент в кгс м), который предназначен главным образом для применения в приводах механизмов передвижения горных машин с гусеничным или колесным ходом. [c.182]

Лопастные насосы серии Л нельзя использовать в качестве гидродвигателей, так как лопасти в покое могут быть не прижаты к профилированной поверхности статора, п масло под давлением будет протекать, не вызывая вращения ротора. [c.51]

Лопастные гидромашины имеют меньший объемный к. п. д. [c.57]

I — радиатор воздушного охлаждения 2 — лопастной насос 3 — перепускной клапан 4 — фильтр 5 — золотник с кнопкой для измерения давления 6 — манометр 7 — обратный клапан в ч 13 — гидравлические усилители крутящих моментов продольной и поперечной подач (шаговые электродвигатели ШД-4 вращают в них управляющие золотники) 9 — шаговые электродвигатели 10 и П — гидродвигатель и управляющий золотник вертикального перемещения шпинделя 12 — зубчатая передача с регулируемым боковым зазором между [c.215]

Из уравнения (2.13) следует, что теоретический напор не зависит от рода жидкости [в уравнении (2.13) отсутствуют ве.1ичины, характеризующие физические свойства ншдкости . Гидрав.юческие потери являются функцией Re и, следовательпо, зависят от вязкости жидкости. Однако, если Re велико и имеет место турбулентная автомодельность потоков в рабочих органах насоса, то гидравлические потери п, следовательпо, напор насоса от рода жидкости не зависят, поэтому график напоров характеристики лопастного пасоса одинаков для разных жидкостей, если потоки в рабочих органах насоса авто-модельиы. [c.170]

VI i о с т к о с т ь ха р акте j) п с т и к и, т. е. к )ути па ее в систе.мс координат Я (илн р) по Q, что означает малую зависимость подачл нлсоса (] от развиваемого им давления. Идеальная подача совсем по занпсит от аг,лопия насоса (характеристики лопастных насосов обычно по.логие), [c.273]

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]

Для приготовления красок применяются при ручной раздаче смеси, краскотерки, краскомешалки и т. п., а при раздаче смеси по трубам — баки-раздатчики и баки смесители, снабженные лопастными мешалками с электродвигателем и измерительными приборами. Технологический процесс окраски и сушки с указанием операций, оборудования, инструмента, лакокрасочных материалов и норм времени оформляется в виде технологической карты или в виде операционной инструкции. [c.526]

Как и для лопастных насосов, полный КПД равен произведению трех частных КПД гидравл] ческого i),,, объемного и механического п . Для плунжерных насосов = 0,8 0,94 т] = 0,9 0,95 ii = ПгЛо Ъ. 0,65- 0,85. [c.322]

Термодинамический анализ компрессора сводится прежде всего к определению работы, затрачиваемой на сжатие заданного количества газа при известных начальных и конечных его параметрах. Основными параметрами, характеризующими поршневые и лопастные компрессорные машины, являются массовая О (кг/с) или объемная Q, (м с) подача, начальное рх и конечное давления (Па) или степень повышения давления г = р21р1, частота вращения п и мощность N на валу компрессора. [c.118]

В книге излагаются основы инженерной гидравлики, необходимые для выполнения гидравлических расчетов, наиболее часто встречающихся в практике инженера-мехаиика, а также приводятся основные сведения о гидравлических машинах лопастных и объемных насосах, гидравлических турбинах, гидроприводе и т. п. Книга написана в соответствии с программой курса Гидравлика и гидравлические машины для машино-стротельных специальностей и предназначается в качестве учебника для студентов машиностроительных вузов и факультетов. [c.2]

Уравнение Бернулли широко применяется в различных разделах гидравлики для решения многих практических задач. Так, например, с помощью уравнения Бернулли определяется высота всасывания насоса и производится расчет всасывающих линий. Явление кавитации, наблюдаемое в лопастных насосах и гидравлических турбинах, возникающее в области пониженных давлений, характеризующееся наличием местных ударов при конденсации пузырьков пара и приводящее к разрушению металла и понижению к. п. д. машин, также изучается с применением уравнения Бернулли. На использовании уравнения Бернулли основаны расчеты многих водомерных устройств (водомеры Вентури, водомерные шайбы и диафрагмы) и некогорые водоподъемные установки (например, эжекторы). [c.128]

Так же как и при работе лопастных насосов, явление кави тации, наблюдаемое при работе гидравлических турбин, нару шает их нормальный эксплуатационный режим, понижая к. п. д и разрушая лопасти рабочего колеса. Поэтому высота всасы вания гидравлических турбин ограничивается предельно-допу стимой высотой всасывания, определяемой по формуле [c.279]

Следовательно, к является коэффициентом момента, соответствующим п = 1 об1мин. А так как величина к мала, то ее для удобства пользования умножают на 10 . Приведенные величины можно относить к активному Од или к выходному диаметру лопастной системы насоса Использование приведенных величин Хд, и Я д, облегчает подбор гидропередач на заданные условия и дает возможность сравнить их энергоемкость, т. е. определяет величину мощности, отнесенную к единице размера. Исходя из этого, можно определить вес, приходящийся на единицу мощности. В этом случае целесообразно относить приведенные величины к активному диаметру Оа- [c.31]

Конструкция гидромуфты с тором представлена на рис. 118. Гидромуфта состоит из двух основных элементов насосного колеса 1 и турбинного колеса 2, которые крепятся соответственно к первичному ведущему валу / и ко вторичному ведомому валу II. Кроме этого, необходимыми элементами являются кожух 3 и уплотнение 4. Как правило, кожух крепится к фланцу насосного колеса, но это не является обязательным. Насосное и турбинное колеса в гидромуфте часто имеют одинаковую лопастную систему и располагаются в непосредственной близости друг от друга. Жидкость подводится через камеру питания 5 и полый вал. Проточная часть образована двумя ограничивающими поверхностями чашей а и тором б. Между чашей и тором расположены лопасти. Наибольший размер протбчной части называется активным диаметром Ра, а наименьшей — внутренним диаметром П . [c.227]

Обод рабочего колеса 1 связывает концы лопастей и увеличивает их жесткость. Толщину обода принимают 6 g 0,015Di. При наличии обода собственная частота колебаний лопастей значительно повышается. Опыты и расчеты показывают, что при отсутствии обода эта частота может стать близкой к частотам вынужденных колебаний (основной f = 2пп160 или лопастной fj, = = 2nnz/60, где п — чаете та вращения z — число лопастей), что грозит возникновением недопустимых вибраций во всей турбине и резонансных колебаний. Формы ступицы, оЗода и лопастей в радиально-осевых колесах различной быстроходности рассмотрены при описании проточного тракта (см. рис. II.7). [c.175]

Основной частотой вынужденных колебаний является частота <Вое = лп/ЗО, где п — частота вращения, об/мин. Кроме того, действуют кратные ей лопастная частота = я/12/ЗО и лопаточная частота = ппг Ш, лопаточнолопастная частота со ,. лп = а также вынужденные частоты, вызванные вращением неуравнов( шенного вектора магнитного поля и неуравновешенных гидродинамически сил. Последняя обычно связана с вращением вихревого жгута за рабочи е колесом. Первые три частоты выше основной оборотной частоты и для системы вала существенного значения не имеют. Последние две наиболее характерны для переходных режимов. [c.201]

Шиберные насосы изготовляют по схемам а, б, в (рис. 10). При вращении ротора лопатки 2 вытесняют масло в выходное отверстие 4. Произвойительпость шиберного (лопастного) насоса, п/ьшн [c.366]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...