Уравнение работы центробежного

Уравнение работы центробежного насоса [c.455]

Подставив значение в выражение для /д, получим уравнение работы, затрачиваемой на привод центробежного компрессора [c.252]

В 59 было выведено основное уравнение работы лопастных мащин, которое применительно к центробежным лопастным насосам имеет вид (368) [c.239]

Приравнивая друг другу сумму кинетической энергии и работы центробежной силы, с одной стороны, и потенциальную энергию — с другой, получим уравнение для определения частоты собственных колебаний, входящей (как будет показано ниже) в формулу для кинетической энергии. [c.122]

Последние два члена уравнения (10.2) измеряют приращение давления в рабочем колесе, причем член ul ui)/2 отражает работу центробежных сил. Энергию, соответствующую этим двум членам, называют статическим напором. Следует отметить, что напор и давление — это различные понятия как по физическому смыслу, так и по единицам измерения. Если пьезометрический столб жидкости имеет высоту //, площадь сечения /, а плотность жидкости равна р, то давление у основания пьезометрического столба, т. е. за насосом, составит [c.204]

Вместе с тем при наличии быстродействующих электронно-вычислительных машин в будущем представляется возможным теоретически решать более сложные дифференциальные уравнения, описывающие движение частиц с учетом большого количества факторов, влияющих на траектории их движения, а следовательно, и получать более точные параметры работы центробежных пылеотделителей. [c.88]

Второй член в левой части полученного уравнения представляет собой работу центробежной силы, приложенной к валу. В правой части уравнения имеем потенциальную энергию, соответствующую изгибу вала. При наличии нескольких дисков уравнение (24) можно представить в таком виде [c.259]

Уравнение (65) по смыслу более всего отвечает условию работы центробежного насоса или поршневого насоса с воздушным колпаком, когда скорость движения воды во всасывающей трубе равномерна. Высота всасывания, подсчитанная по уравнению (65), является предельной расчетной высотой. Реальная высота всасывания должна быть уменьшена, так как неизбежны подсосы воздуха че-оез уплотнения в насосе. [c.52]

Уравнение (67) составлено в предположении, что расход жидкости в напорной трубе не меняется. Это соответствует работе центробежных и роторных, а также поршневых одиночных насосов с воздушными колпаками на нагнетательной линии. [c.54]

Особенность работы центробежных турбин заключается в том, что в зоне малых I и больших К поток за турбиной направлен в сторону, противоположную направлению ее вращения, если скорость о 2т отрицательная. При этом члены уравнения (21.6) для Ма суммируются. Следовательно, применение центробежных турбин с большим / ат позволяет получить большие величины [c.355]

Уравнение (33) будет основным уравнением для неподвижного канала. В случае, если канал движется, то уравнение сохранения энергии надо писать в относительном движении. Возьмем канал 1-2 /рис. 9/, вращающийся около оси О с постоянной угловой скоростью, тогда в уравнение сохранения энергии, написанном в относительном движении, нужно, как известно из механики, ввести в подсчет работ сил внешних еще работу центробежных сил инерции. Работа центробежных сил Ьд отнесенная к одному килограмму, на пути от 1 до 2 /рис. 10/ ) будет, как известно, равна [c.108]

На работу центробежного насоса большое влияние оказывает форма лопастей, определяемая углами Pi и Pj. Из основного уравнения центробежного насоса [c.71]

Если муфта переместится на расстояние Ьг, то груз переместится в направлении инерционной силы на Ьг1, в связи с чем уравнение работ приведенных центробежных сил к муфте и к центру тяжести груза получит вид [c.179]

В заключение интересно отметить, что в условие подобия (а) не входит число Рейнольдса, поскольку во все уравнения, касающиеся центробежных насосов, не входит вязкость. Этим подобие режимов работы насосов отличается от подобия течения жидкости в трубах, где условием подобия является равенство чисел Рейнольдса. [c.81]

В реальной жидкости одновременно с изменением за счет работы центробежных сил инерции переносного движения эта энергия уменьшается, затрачиваясь на преодоление гидравлических сопротивлений, на Поэтому уравнение Бернулли для частицы реальной жидкости в ее относительном движений будет иметь вид [c.132]

Для установившегося осесимметричного течения, характерного, например, для расчетного )ежима работы центробежного насоса, эти уравнения в цилиндрических координатах могут быть представлены в следующем виде [c.9]

Для осевых вентиляторов р<0,5. Параметры работы центробежных и осевых вентиляторов описываются такими же уравнениями, как и для центробежных и осевых насосов, в связи с одинаковым принципом действия. [c.35]

Энергия, сообщаемая рабочим колесом жидкости посредством центробежных сил, является лишь частью всей передаваемой эиергии, поэтому приравнивать секундную работу центробежных сил или возможный прирост этой работы к гидравлической мощности насоса нельзя. Уравнение (79) неверно. [c.75]

Все компрессоры, в зависимости от конструктивного оформления и принципа работы, могут быть разделены на две группы поршневые и турбинные (центробежные). Несмотря на различие принципов сжатия газа в компрессорах и их конструктивные отличия, термодинамика процессов сжатия в них одинакова для любых типов машин. Процессы в компрессорах описываются одними и теми же уравнениями. Поэтому для исследования и анализа процессов, протекающих в любой машине для сжатия газа, рассмотрим работу наиболее простого одноступенчатого поршневого компрессора, в котором все явления хорошо изучены и являются наглядными. [c.245]

Соотношение натяжений ведущей и ведомой ветвей при работе передачи на границе буксования определяют по уравнению Л. Эйлера, выведенному для нерастяжимой нити, перекинутой через цилиндры (без учета центробежных сил) [c.79]

В 23 дан развернутый вид уравнения баланса энергии, решение которого связано с трудностями. Практически удобно проводить расчет баланса энергии в табличной форме. В табл. 8, 9 и 10 представлен расчет баланса энергии на трех режимах работы для ранее рассчитанных лопастных систем гидротрансформатора с центробежным потоком в турбине. [c.151]

II.6. В 11, раздел 1, мы применяли принцип Даламбера для вывода уравнения ускорения системы, вращающейся под действием момента внешних сил. При этом мы рассматривали виртуальный поворот Sep вокруг оси вращения, которая в дальнейшем может быть выбрана за ось х. В рассмотрение входили лишь касательные силы инерции, поскольку нормальные силы инерции (центробежные силы) при вращении Sep не производят работы. [c.340]

Возвращаясь к рис. 4.4, можно сказать, что уравнение (5.9) представляет собой баланс энергии массы жидкости, заключенной между контрольными сечениями 1-1 и 2-2, при прохождении этой жидкостью скачка изменения толщины вращающегося слоя. Эта масса жидкости является механической системой, имеющей одну свободную координату - радиус свободной поверхности х,. Первое слагаемое в (5.9) - производная от кинетической энергии этой системы на единицу ее массы. Второе слагаемое - производная от работы сил статического давления, вызванного центробежными силами. Последнее слагаемое в (5.9) есть производная от работы сил, которые были необходимы для сохранения импульса при построении функции Ляпунова в соответствии с уравнением количества движения. [c.98]

Однако бывают случаи, когда силы зависят не только от положения, но еще и от скорости и времени или зависят только от скорости или от времени. Например, в электродвигателях (кроме синхронных машин переменного тока) развиваемый ими движущий момент зависит, как правило, от угловой скорости их ротора точно так же в центробежных насосах и вентиляторах потребляемый момент изменяется в квадратичной зависимости от угловой скорости (о механических характеристиках машин см. п. 27). В этих случаях теорема об изменении кинетической энергии не может свести задачу i интегрируемым дифференциальным уравнениям (так как работа сил не может быть определена без знания самого закона движения), поэтому задача определения движения машины должна в таких случаях строиться на решении дифференциального уравнения движения системы в обобщенных координатах, соответствующего обобщенным силам или обобщенным моментам, т. е. так называемого дифференциального уравнения Лагранжа 2-го рода. Для установления этого уравнения воспользуемся зависимостью (48). Из нее для бесконечно малого промежутка времени получим [c.251]

Отличительной особенностью центробежных нагнетателей является непрерывность действия. Сжатие воздуха в центробежном нагнетателе происходит за счет сил инерции на создание потока воздуха через нагнетатель расходуете работа, определяемая из уравнения [c.87]

Аналогичная обработка, выполненная в данной работе для центробежных форсунок, показана на рис. 3. Как видно из этого графика, уравнение (4) вполне удовлетворительно описывает закономерность распределения капель распыленного топлива по размерам, причем величина постоянной п характеризует степень однородности распыливания и лежит в пределах [c.53]

Уравнение (65) по смыслу более всего опгвечает условиям работы центробежного насоса или поршневого насоса о воздуишым кол паче [c.46]

Таким образом, из числа дополнительных сил в уравнение энергии для потока газа в относительном движении необходимо ввести центробежную силу, направленную вдоль радиуса нормально к оси в.рандения. В частном случае аксиальной ступени вектор центробежной силы нормален к линиям тока и работа центробежньих сил также равна нулю. [c.574]

Значения начальных напряжений расчетах передач ( 14.9), Соотношение натяжений ведунюй /д и ведомой А, ) ветвей при работе без учета центробежных си.л определяют по известному уравнению Л. Эйлера, выведенному для нерастяжимой нити, скользящей по цилиндру. [c.288]

Осреднение рассмотренных величин для проведения технических расчетов в области работы магистральных газопроводов можно осуществлять как среднеарифметическое, так как линии адиабатных процессов близки К прямым линиям (см. рис. 3.7). Например, реальную удельную работу сжатия газа в центробежном нагнетателе на газопроводах можно определять с помощью уравнения (3.22), вводя дополнительно в расчеты понятие к. П. д. процесса, либо по уравнению (2.24), если известны фактические значения температур (<1, <2) и давлений (рь рг) в процессе сжатия, либо пользуясь следующим расчетным уравнением для внешнеадиабатного процесса сжатия (бр = 0) [c.47]

В середине XVIII в. член Российской академии наук Леонард Эйлер (1707—1783) создал знаменитую теорию лопастных гидравлических машин, опубликованную в труде Более полная теория машин, приводимых в движение действием воды (СПб, 1754). Академик Эйлер вывел зависимости, характеризующие работу лопастных гидравлических машин, опередив технику почти на сто лет. Только в середине XIX столетия, когда в 1835 г. А. А. Саблуков изобрел центробежный насос, уравнения Эйлера стали находить применение при проектировании гидравлических турбин и центробежных насосов. Использование работ Эйлера началось в конце XIX столетия, когда были созданы достаточно быстроходные двигатели для насосов, а гидроэнергетика стала получать более широкое развитие. В 1889 г. был сконструирован и изготовлен В. А. Пушечниковым первый глубоководный осевой насос, который в свое время работал на московском водопроводе. [c.228]

Таким образом, при увеличении угла наклона лопастей у выхода напор, развиваемый насосом, увеличивается (произведение С2 OS 02 в основном уравнении центробежного насоса (381) возрастает). Однако при больших величинах скорости j увеличиваются гидравлические потери при выходе потока из рабочего колеса, а это приводит к уменьшению к. п. д. насоса и ухудшению эксплуатационных качеств насоса (запуск Ha o at усложняется, режим работы насоса становится неустойчивым, появляются вибрации и т. д.). Поэтому угол Р2 принимается в пределах 2 = 20-ь35°, что соответствует лопастям, загнутым [c.243]

Задача 5.16. Подача центробежного насоса, характеристика которого при (0 = 250 с описывается уравнением H = Ho + k Q — kiQ , при работе на заданный трубопровод составляет Q = 5 л/с. Определить, с какой скоростью должно вращаться колесо насоса для создания напора, в два раза большего при той же подаче, если//о = 4 м /j =0,2-Ю с/м 2 = 0,06-10 VmI [c.96]

Мы имеем здесь, очевидно, интеграл живых сил, наличие которого всегда moiJKHo было предвидеть. Действительно, обращаясь к неподвижным осям, мы видим, что в настоящей задаче связи (закрепление центра тяжести и возможность движения гироскопической оси только в плоскости л) по предположению являются идеальными и не зависят от времени поэтому все будет происходить так, как если бы активные силы сводились для каждой точки к сложным центробежным силам. Всякая такая сила будет перпендикулярна к скорости V точки приложения поэтому во всякий элемент времени dt ее элементарная работа будет равна нулю. Следовательно, нулю же будет равна и элементарная работа dL активных сил уравнение живых сил будет поэтому иметь вид dT = О, что непосредственно следует из уравнения (106). [c.163]

Следует отметить, что при скачкообразном увеличении г (при со = ffl Ki) не произойдет сильного увеличения реакции на опору, так как при работе демпфера на ветви ВС, как и ветви, центр тяжести диска G лежит ближе к оси вращения О, чем точка присоединения диска к валу О (фиг. 37), и центробежная сила, развиваемая диском, определяется уравнением [c.87]

В первом их этих уравнений неизвестно. М. А. Гольдштик искусно обошел это затруднение, заменив первое уравнение системой уравнений, следующих из теории потенциала скоростей, что особенно ясно показано в [59, с. 108]. Это равенство нулю частных производных от потенциала скоростей на всех твердых границах, постоянство осевой скорости в цилиндрическом потоке и на входной границе (сечение 1-J на рис. 5.5), а также равенство нулю центробежного давления на свободной поверхности. Эта система уравнений одинаково справедлива как для сверхкритиче-ского, так и для подкригического потока. Однако второе уравнение системы (П.1) справедливо только для сверхкритического потока. Вычисления же в работах [6, 58 и 119] построены для подкригического потока. Это и является причиной отказа в данной книге от использования результатов теоретических вычислений в [6, 58 и 119]. [c.167]

Опыты с шарнирным четырехзвенником. Количество экспериментальных исследований, прямо или косвенно связанных с рассматриваемыми вопросами, невелико. В работе [108] приведены результаты опытов с маятником, движуш,имся в поле центробежных сил. Эти опыты позволили экспериментально получить движение, соответствующее периодическим решениям уравнения Матье и проверить суш ествование областей неустойчивости. В работе [116] приведены результаты экспериментов, связанных с исследованием возникновения параметрического резонанса эти эксперименты также производились с маятниками. Наконец, в [34] экспериментально показано, что в условиях вибрации точки подвеса неустойчивое положение равновесия маятника оказывается устойчивым. [c.182]

Теплообмен в пучках витых труб бьш исследован в ряде работ [10, 39, 40, 51, 52]. При обобщении опытных данных по теплообмену получены уравнения подобия с использованием различных теоретических соображений, обоснованных экспериментально. Так, в работе [10] на основании теорий подобия и размерностей в предположении, что поток теплоносителя закручм винтовыми каналами труб по закону твердого тела Ут-/г = onst) бьш предложен критерий, характеризующий соотношение между инерционными и центробежными силами в пучке витых труб [c.121]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...