Гидравлический к. п. д. центробежных насосов

Электрогидротолкатель (рис. 87) состоит из асинхронного короткозамкнутого двигателя 5 и гидравлического центробежного насоса с крыльчаткой 12, насаженной на вал 9, получающий вращение от вала электродвигателя. Внутри стакана 10, [c.149]

На тепловозах с гидравлической передачей (рис. 1.2, б) энергия дизеля затрачивается на привод гидравлического центробежного насоса, сообщающего энергию жидкости, которая циркулирует по замкнутому контуру. Поступающая на лопатки гидравлической [c.3]

Для иллюстрации методики компонования рассмотрим проектирование центробежного водяного насоса. Избранный в качестве примера объект обладает специфическими особенностями, влияющими на методику и последовательность компонования. В рассматриваемом случае имеется довольно устойчивая исходная база в виде поступающего из расчетного отдела эскиза гидравлической части насоса. Конструктору остается облечь его в металл. Во многих случаях бывает задана только схема проектируемого объекта, без определенного размерного скелета. Иногда конструктор приступает к проектированию, зная лишь технические требования к нему и не представляя даже будущей конструкции. Тогда приходится начинать с разработки идеи конструкции и поисков конструктивной схемы, после чего следует компонование в собственном смысле слова. [c.85]

Применение консолей часто обеспечивает более простые, компактные, технологические и удобные для сборки конструкции, чем двухопорные установки. В качестве примера на рис. 110 показана конструкция центробежного насоса с двухопорной (а) и консольной (б) установкой вала крыльчатки. В консольном варианте упрощается сборка облегчается подход к крыльчатке и гидравлической полости насоса, улучшается вход рабочей жидкости на крыльчатку, устраняется одно уплотнение, улучшается центрирование вала. Опоры вала расположены в одной корпусной детали, посадочные отверстия под опоры можно точно обработать с одной установки. [c.226]

На видах г — е приведен пример изменения конструкции выходного патрубка центробежного насоса. Наиболее целесообразна конструкция е, которая наряду с упрощением литья способствует уменьшению гидравлических потерь в насосе вместо двух поворотов потока жидкости (как в конструкциях г. д) получается только один поворот. [c.61]

Исходной величиной для гидравлического расчета всасывающего трубопровода центробежного насоса является допустимая максимальная величина вакуума, при которой отсутствуют в насосе кавитационные явления. [c.126]

Два одинаковых центробежных насоса, включенных параллельно, работают совместно на магистральный трубопровод длиной L = 2000 м и диаметром D — 200 мм. Статические напоры насосов одинаковы и равны 25 м. Коэффициент гидравлического сопротивления % принять равным 0,025. Потери напора на местных сопротивлениях принять равными 5% потерь напора по длине трубопровода. [c.114]

Центробежный насос подает нефть из резервуара промыслового резервуарного парка в резервуар товарной продукции на расстояние 1400 м по трубопроводу диаметром 150 м . Плотность нефти 846 кг/м , вязкость 3,3 сСт Статический напор насоса Н = 2 м. Коэффициент гидравлического сопротивления трубопровода X = = 0,03, сумма коэффициентов местных сопротивлений 2 = 10. [c.114]

По принципу действия различают гидравлические машины лопастного типа, или турбомашины (центробежные насосы, турбины), и объемные машины, действующие по принципу - вытеснения жидкости твердым телом (поршневые насосы). С гидравлической точки зрения наибольший интерес представляют лопастные машины. Рассмотрим на примере центробежного насоса принцип действия и выведем основное уравнение лопастных машин. [c.92]

Гидравлическая турбина. Основным рабочим органом гидравлической турбины является рабочее колесо, в принципе подобное. рабочему колесу центробежного насоса. В турбине, однако, жидкость, предварительно пройдя через направляющий аппарат, вступает в рабочее колесо на внешней окружности, а не на внутренней, как у насоса. Протекая далее по каналам колеса в направлении От периферии к центру, жидкость оказывает давление на его лопатки и приводит во вращение рабочий вал турбины. [c.99]

Явление.кавитации может наблюдаться, например, в сифонных трубопроводах, где ее появление обусловливается геометрической конфигурацией и принципом действия самого трубопровода, основной своей частью находящегося под давлением, меньшим чем атмосферное кавитация может иметь место также и при работе быстроходных гидравлических турбин, центробежных насосов и гребных винтов. В этих случаях причиной кавитации является возникновение больших местных скоростей, ведущих к понижению давления. Если при этом давление оказывается меньше упругости паров, в соответствующих местах потока начинается бурное испарение жидкости, она начинает кипеть и в ней образуются кавитационные полости, состоящие из пузырьков, заполненных паром. Если затем при дальнейшем движении потока давление в нем повышается, происходит конденсация пара, обычно сопровождаемая резким треском, и кавитационные полости смыкаются. Возникновение кавитации значительно облегчается при наличии в жидкости пузырьков воздуха, а также растворенных газов. [c.241]

В современных гидравлических турбинах, центробежных насосах, гребных винтах, обычно работающих при больших числах оборотов, в отдельных местах рабочих лопаток и лопастей создаются очень большие скорости движения жидкости, также благоприятствующие возникновению кавитации. Кавитация оказывает очень вредное действие на работу этих установок вызывает недопустимо большие их колебания, увеличивает потери энергии на трение, т. е. снижает коэффициент полезного действия, и, что наиболее опасно, приводит к разъеданию металла. [c.242]

Основной частью лопастной гидравлической машины является рабочее колесо, состоящее из изогнутых лопастей. Оно приводится во вращение двигателем (насос) или потоком воды, обладающим запасом кинетической и потенциальной энергии (турбина). Обращаясь сначала к описанию принципа действия лопастных насосов, отметим, что преобразование энергии двигателя в них происходит в процессе обтекания лопастей рабочего колеса и их силового воздействия на поток. При этом создается непрерывное перемещение жидкости от центра колеса к его периферии (центробежные насосы, рис. MB ) или в осевом направлении (осевые на- Рчс. 145 [c.229]

Приводимые ниже выводы одинаково справедливы как для лопастных насосов, так и для гидравлических турбин. Рассмотрим элементарную струйку, движущуюся вдоль лопасти рабочего колеса центробежного насоса (рис. 147). Вычислим изменение момента количества движения массы жидкости между сечениями /—/ (вход) и II—И (выход) относительно оси вращении О. Если обозначить расход элементарной струйки через [c.232]

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]

Величина гидравлического к. п. д. насоса зависит от многих факторов и в первую очередь от совершенства конструкции рабочего колеса, формы направляюш его аппарата, размеров насоса и т. д. Согласно имеющимся опытным данным, в современных крупных центробежных насосах т]г = 0,80—0,90. Повышение гидравлического к. п. д. должно осуществляться главным образом за счет обеспечения возможно более плавного входа потока на лопасти рабочего колеса, а также за счет более тщательной механической обработки проточных частей насоса. Так как [c.241]

Кроме гидравлических потерь энергии, при работе центробежного насоса возникают также механические потери, связанные с преодолением механического трения внутри насоса [c.242]

Спиральный отвод корпуса также служит для равномерного-отвода воды из корпуса в напорный патрубок центробежного-насоса (рис. 153). Спиральные отводы дают возможность получать весьма совершенные обтекаемые формы. Так как роль, направляющего аппарата и спиральной камеры принципиально одинакова, а спиральная камера в гидравлическом отношении [c.245]

Как и в теории центробежных насосов, для классификации и подбора гидравлических турбин используется понятие о коэффициенте быстроходности. Здесь коэффициентом быстроходности называется число оборотов такой эталонной гидравлической турбины, которая при напоре 1 м развивает мощность 1 уг. с. = = 0,736 кет. В 73 было получено выражение для коэффици- [c.278]

Явление кавитации может возникать, например, во всасывающих линиях насосных установок и сифонных трубопроводах, где ее появление обусловливается конфигурацией и принципом действия самого трубопровода, основная часть которого работает при давлении ниже атмосферного. Кавитация может возникать также при работе быстроходных гидравлических турбин, центробежных насосов и гребных винтов. В таких случаях ее причиной являются большие местные скорости и снижение давления. Если при этом давление оказывается ниже давления насыщения паров, в соответствующих местах потока начинается бурное испарение жидкости, которая начинает кипеть , и в ней образуются кавитационные полости. Если при дальнейшем движении потока давление в нем повышается, происходит конденсация пара, обычно сопровождаемая резким треском, и кавитационные полости смыкаются. Возникновению кавитации способствует наличие в жидкости пузырьков воздуха или растворенных газов. [c.104]

В современных гидравлических турбинах, центробежных насосах, гребных винтах, обычно работающих при большой частоте вращения вала, в отдельных местах рабочих лопастей имеют место значительные скорости движения жидкости, способствующие возникновению кавитации. [c.105]

Для центробежных насосов объемный КПД составляет 0,96—0,98, гидравлический — 0,8—0,96, механический — [c.131]

Гидравлический КПД центробежного насоса зависит от его конструкции и размеров, точности обработки проточной части. [c.144]

Программа лабораторного практикума в соответствии с объемом излагаемого курса включает следующие работы 1) определение вязкости жидкости при помощи вискозиметра Энглера 2) снятие пьезометрической и напорной линий для трубопровода переменного сечения 3) определение числа Рейнольдса при ламинарном и турбулентном режимах движения 4) экспериментальное определение коэффициента линейного гидравлического сопротивления и коэффициентов местных сопротивлений 5) исследование истечения жидкости через различные отверстия и насадки 6) снятие характеристики центробежного насоса. [c.306]

Задача 4.18. Определить абсолютное давление воды перед входом в центробежный насос при подаче Q = 0,628 л/с и высоте всасывания //вс = 5 м. Всасывающую трубу, длина которой / = 8 м, диаметр d = 20 мм, считать гидравлически гладкой. Учесть сопротивление приемного клапана К с фильтрующей сеткой Скл = 3. Вязкость Л воды v = 0,01 Ст. Атмосферное давле-ние — 750 мм рт. ст. [c.77]

Задача 5.5. Центробежный насос системы охлаждения двигателя имеет рабочее колесо диаметром D= 150 мм и щи-рину выходной части 62=12 мм. Угол между касательной к лопатке и касательной к окружности колеса (32 = 30°. Определить напор, создаваемый насосом, при подаче Q = 25 л/с, частоте вращения п = 3000 об/мин, приняв коэффициент влияния числа лопаток г = 0,75 и гидравлический к,п.д. т г = 0,85. [c.93]

Центробежный насос подает воду (р = 1000 кг/м ) 50 л/с на высоту Л = 22 м (высота всасывания = 5 м). Коэффициенты гидравлического трения всасывающей и нагнетательной труб = 0,03, суммарные коэффициенты местных сопротивлений для всасывающей и нагнетательной труб 10, = 16, длины и диаметры обоих трубопроводов = 30 м, = 50 м, = 0,2, м, = 0 16 м. Рассчитать вакуум и напор, развиваемые насосом (рис. 9.2). [c.112]

Определить давление центробежного насоса системы охлаждения двигателя, при котором его подача Q = 12 л/с, если диаметр рабочего колеса D = 180 мм, частота вращения п = 3200 мин- , ширина канала рабочего колеса на выходе = 10 мм, средний диаметр окружности, на которой расположены входные кромки лопастей, Di = 60 мм, количество лопастей z = 8, их толщина 6 = 4 мм, выходной угол лопастей Ра = 25° (рис. 10.2). Объемный КПД насоса т1о = 0,9, гидравлический —11 = 0,85. Считать, что поток воды подводится к лопастям радиально ( j = 90°). [c.117]

Центробежный насос поднимает воду на высоту йр = б м по трубопроводу длиной I = 700 м и диаметром d = 150 мм (рис. 10.13). Коэ ициент гидравлического трения X = 0,03, суммарный коэффициент местных сопротивлений 2 = 12. Характеристика насоса при п = 1000 мин- приведена в табл. 10.3. [c.125]

Ширина рабочего кОлеса центробежного насоса на выходе = 10 мм, диаметр — 350 мм, угол 2 = 15°, Рз = 45°, а, = 90° (рис. 10.2). Определить подач Г и напор насоса при частоте вращения 1450 мин , если его объемный и гидравлический КПД равны соответственно 0,92 и 0,88, Коэффициент стеснения потока на выходе— 0,86, коэффициенты влияния числа лопастей — 0,75. [c.202]

Для выработки энергии рабочей жидкости служат гидравлические приводы, выполняемые в виде гидронасосов. В практике машиностроения используются исключительно гидронасосы объемного типа, вырабатывающие в основном потенциальную энергию (энергию давления). Гидронасосы центробежного типа, вырабатывающие в рабочем теле кинетическую энергию, в производственных машинах применения не получили. Причиной этого служат существенные преимущества гидронасосов объемного типа они очень компактны, просты в обслуживании, могут легко регулироваться. Центробежные насосы не обладают этими преимуществами. [c.198]

Научные основы расчета ветросиловых установок заложены работами русского ученого Н. Е. Жуковского. Лопасть гидравлической турбины и ло патка паровой турбины, ветроколесо и крыло самолета, пропеллер и крыльчатка центробежного насоса — все эти, очень различные на первый взгляд элементы механизмов, как оказалось, подчиняются одним и тем же законам. Жуковский вывел изящные математические формулы, с ломощью которых можно рассчитать силы, действующие на эти элементы. И только после этого смогли появиться быстроходные современные ветродвигатели. [c.217]

Узел гидравлической разгрузки и щелевые уплотнения многоступенчатых секционных центробежных насосов, применяемых для закачки воды в нефтяные пласты, узлы осевой опоры турбобуров, опоры шарошечных долот, уплотнения вертлюгов буровых установок также подвержены интенсивному абразивному износу. [c.113]

Нанесение износостойкого композиционного материала на рабочие поверхности диска и подушки узлов гидравлической разгрузки многоступенчатых секционных насосов позволило увеличить срок их службы в 4—5 раз. Для увеличения долговечности щелевых уплотнений многоступенчатых секционных центробежных насосов, выравнивания их износа по ступеням предложена усовершенствованная конструкция щелевого уплотнения, устанавливаемого в зоне средней ступени насоса. Щелевое уплотнение этой конструкции выполняет также роль радиальной промежуточной опоры. Оно представляет собой (рис. 61) уплотнительное кольцо 2, на внутреннюю поверхность которого нанесен композиционный износостойкий материал. Уплотнительное кольцо уста- [c.117]

Жидкометаллические теплоносители имеют малую вязкость, что позволяет для их перекачки использовать центробежные насосы. Хорошая электропроводность щелочных металлов дает возможность использовать для их перекачки и электромагнитные насосы. Поскольку гидравлическое сопротивление пропорционально плотности перекачиваемой жидкости, затраты на перекачку щелочных металлов при прочих равных условиях в 10—15 раз меньше, чем на перекачку тяжелых металлов. При равных затратах мощности на перекачку использование щелочных металлов позволяет достичь более высоких скоростей теплоносителя. [c.9]

При гидравлическом расчете трубопроводов весьма широко используются графические методы расчета. Применение графических методбв значительно облегчает и упрощает решение некоторых сложных задач, а в отдельных случаях (например, при исследовании совместной работы нескольких центробежных насосов на один общий трубопровод) является практически единственно возможным приемом, позволяющим получить искомое решение-. [c.235]

Инженерам-механикам в их практической деятельности довольно часто приходится сталкиваться с работой различных гидравлических машин. Так, например, в машиностроении применяется большое количество центробежных насосов различных типов для оборудования питательных систем паровых котлов тепловых электростанций и корабельных установок, для перекачки нефти, мазута, масла, насосы для крекинг-процесса, в системах питания 1орючим самолетов. Объемные насосы являются необходимым оборудованием гидравлических прессов и аналогичных им установок. Кроме того, в машиностроении широко используются роторные насосы специальных типов (пластинчатые, коловратные, [c.4]

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]

Определить потерю напора во всасывающей трубе центробежного насоса длиною L = 2Q м, диаметром = 200 мм при расходе Q=60 л сек. На трубе имеется три закругления (Сзак = 0,2) и один всасывающий клапан (С л = 5) коэффициент гидравлического сопротивления Х = 0,022. [c.84]

Для того чтобы лучше представить себе работу саморегулируе-мой гидромуфты, рассмотрим физическую сущность самоопоражнивания. Положим, что питание гидравлической муфты производится через вал от центробежного насоса. Наибольший напор, который может создать питательный центробежный насос, будет при (2 = 0 и равен [c.279]

Центробежный насос откачивает воду из колодца глубиной h = 6,8 м по трубопроводу диаметром d=100 мм (рис. 10.22), длина вертикального участка которого равна./] = 9 м, коэффициент гидравлического трения = 0,025, сумма коэффициентов местнцх сопротивлений (всасывающйй клапан и колено) = 5,5. [c.202]

Индивидуальная система маслоснабжения (рис. 25) предназначена для смазки подшипников газоперекачивающего агрегата и создания герметичных уплотнений нагнетателя, а также для смазки систем гидравлического уплотнения и регулирования установки [11]. Масляная система состоит из маслобака, пускового 3 и резервного 4 масляных насосов, инжекторных насосов 5, 6. Подачу масла к деталям обеспечивает главный масляный насос /, во время пуска и остановки — пусковой масляный насос 3. Через сдвоенный обратный клапан 2 часть масла поступает к инжекторному насосу 5 для создания подпора во всасывающем патрубке главного масляного насоса и обеспечения его надежной работы, а часть масла — к инжекторному насосу 6 для подачи масла под давлением 0,02—0,08 МПа на смазку подшипников агрегата и зацепления редуктора. Масло после насосов подается в гидродинамическую систему регулирования агрегата, давление в которой поддерживает регулятор 9. Часть масла после регулятора, пройдя три маслоохладителя 10, подается на смазку ради ьно-упорного подшипника нагнетателя. При аварийном снижении давления в системе смазки установлены два резервных насоса 4 и 7 с электродвигателями постоянного тока. Причем насос 4 подключен к маслопроводу смазки турбин, компрессора и редуктора, а насос 7 — к линии смазки радиально-упорного подшипника. В системе маслоснабжения имеется специальный центробежный насос — импеллер 12, служащий для выдачи импульсов гидродинамическому регулятору скорости при изменении частоты вращения вала турбины низкого давления. Частота вращения импел- [c.114]

Наблюдения показывают, что узлы гидравлической разгрузки (диск, подушка) многоступенчатых секционных центробежных насосов имеют линейный износ до 3—4 мм. На насосах ЦН150-100 и ЦН150-150 за межремонтный период изнашивается от 2 до [c.113]

Для многочисленной группы машин и машинных агрегатов (сюда относятся различные виды машин-двигателей и исполнительных машин, механизмы которых характеризуются постоянным отношением угловых и линейных скоростей, а следовательно, и постоянством передаточного отношения агрегаты, состоящие из электропривода и рабочих машин в виде грузоподъемных машин, транспортеров, центробежных насосов и вентиляторов, а также гидравлических, паровых и газовых турбогенераторов и т. п.) такое движение свойственно их нормальному рабочему режиму и это движение для них называется установившимся. Поэтому в этом случае нет разницы между движением равновесным и движением установившимся, или движением при нормальном рабочем режиме машины. Только при пуске в ход и остановках, а также при изменении нагрузки и последующем регулировании, эти машины подвергаются действию неуравновешивающихся сил и их движение становится неравновесным, а вместе с тем неустановивщнмся, Оно будет [c.5]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...