Коэффициент напора (в насосе)

Коэффициент напора (в насосе), 477 Коэффициент загромождения сечения лопатками (в насосе), 479 Коэффициент содержания окислителя, 589—592 Коэффициент избытка горючего, 148 [c.786]

Сначала по приведенным выше формулам вычисляют коэффициент потерь в насосе м, а затем определяют относительные потери напора в насосе [c.86]

Напор, развиваемый насосом, Н=к и1, где — коэффициент напора в точке оптимального КПД (при с /и =0,5). Он зависит от формы каналов вихревого насоса (рис. 14.26). Найдя величины Я или Мд, легко определить остальные геометрические параметры колеса. Обычно принимают ширину колеса — внут)/2, число [c.179]

На рис. 48 изображены применяемые в настоящее время формы сечения проточной полости вихревых насосов. В насосах открытого типа применяют при малых коэффициентах быстроходности каналы полукруглого сечения (см. рис. 48, а), обеспечивающие наименьшее сопротивление продольному вихрю и, следовательно, наибольший напор. При средних и больших коэффициентах быстроходности в насосах открытого типа применяют каналы прямоугольного сечения со скругленными углами (см. рис. 48,6), которые при тех же габаритах имеют большую площадь сечения и, следовательно, обеспечивают большую подачу, чем каналы полукруглого сечения. По этим же соображениям в насосах закрытого типа применяют при малых коэффициентах быстроходности каналы полукруглого сечения (см. рис. 48, в и г), при средних и больших коэффициентах быстроходности — каналы трапецеидального (см. рис. 48, с ) и прямоугольного (см. рис. 48, е) сечений со скругленными углами. [c.89]

Определить полный напор насоса и мощность двигателя к нему проектируемой насосной установки по следующим данным подача насоса Q — 60 м /мин, геометрическая высота всасывания Яд = 2,2 м, геометрическая высота нагнетания = 45 м, потери напора во всасывающ(3м трубопроводе = 1,1 м, потери напора в нагнетательном трубопроводе Л<п,, = 6,2 м, напор в конце нагнетательного трубопровода Лав = 1 м, коэффициент полезного действия насоса т] = 0,9. = 0,935. [c.106]

Определить мощность двигателя для насоса исходя из следующих данных подача насоса Q = 0,5 м /сек, геометрическая высота всасывания = 3,6 м, геометрическая высота нагнетания Я = 60 м, потери напора во всасывающем трубопроводе = = 0,7 м, потери напора в нагнетательном трубопроводе = 6,1 м, полный коэффициент полезного действия насоса т] == 0,88. Перекачиваемая жидкость — вода. [c.107]

Определить полный напор и мощность двигателя к насосу, если проектируемая насосная установка для поддержания пластового давления должна подавать Q = 180 м /ч воды при следующих данных геометрическая высота всасывания = Зм, геометрическая высота нагнетания Я = 20 м. Потери напора во всасывающем трубопроводе Аиз принять равными 1,3 м, потери напора в нагнетательном трубопроводе /((Он = 62 м. Коэффициент полезного действия насоса if) = 0,68. [c.110]

По указанию пре подавателя регулирующим вентилем К устанавливается определенный расход жидкости через насос. При этом расходе (который в данном случае удобнее замерять по водомеру Вентури) определяются показания манометра М и вакуумметра В, электрическая мощность на зажимах электродвигателя, приводящего в действие насос (см. 7.6). Затем вычисляются напор насоса по формулам (6.2) — (6.5), потребляемая насосом мощность -Ы и коэффициент полезного действия насоса т] по формуле (7.16). По данным испытаний строятся графики, характер которых должен соответствовать графикам, изображенным на рис. 7.5. [c.314]

Задача 2.26. На рисунке показана схема водоструйного насоса-эжектора. Вода под давлением ро подводится по трубе диаметром d — 40 мм в количестве Q. Сопло сужает поток до d = 15 мм и тем самым увеличивает скорость, понижая давление. Затем в диффузоре происходит расширение потока до d = 40 мм и повышение давления. Вода выходит в атмосферу на высоте Н%— м. Таким образом в камере К создается вакуум, который заставляет воду подниматься из нижнего резервуара на высоту Hi=3 м. Определить минимальное давление ро перед эжектором, при котором возможен подъем воды на высоту И. Учесть потери напора в сопле ( с = 0,06), в диффузоре ( д ф = 0,25) и в коленах ( к = 0,25) для каждого. Коэффициенты отнесены к скорости в трубе с диаметром d. [c.43]

Задача 2.117. Определить расчетную производительность и расчетный напор питательного насоса котельной, если известны давление в барабане котла р = 3,6 МПа, сопротивление всасывающего и нагнетательного трубопроводов Н = 0,2 МПа, коэффициент запаса по напору 2 = 1Д, мощность электродвигателя для привода питательного насоса "= 100 кВт и кпд питательного насоса fjn.H=0,75. [c.102]

Несмотря на несложность описанных испытаний, как правило, такие испытания при проектировании пе проводятся. А между тем они бы значительно уменьшили количество ошибок при проектировании присоединений потребителей, т. е. ошибок, которые требуют для своего устранения дополнительных работ. Хорошо, если эта работа будет заключаться в замене сопла или элеватора. Во многих случаях это заканчивается подключением к элеватору центробежного насоса. Именно но этой причине в Московской теплосети был установлен при подключении зданий с котельными порядок обязательного подключения установленных циркуляционных насосов, которые включаются при неудовлетворительной работе элеватора. Отсутствие данных как о фактических потерях напора в отопительных системах, работавших от котельных, так и о необходимых коэффициентах смешения из-за завышенной теплоотдачи нагревательных приборов и плохой регулировки заставляет многие эксплуатационные организации требовать при проектировании присоединений увеличения нормативного коэффициента смешения на 15—25%. При графике 150—70° С это дает повышение расхода циркулирующей воды на 10—15% и требует увеличения разности напоров перед элеватором на 3—6 м. Таким образом, необходимая разность напоров перед элеватором при графике сети 150—70° С и потере напора в местной отопительной системе 1 м возрастает с учетом всего вышесказанного до 12—15 м. [c.59]

Схема включения насоса не влияет на величину создаваемого им необходимого напора, так как насос в том и другом случае должен преодолевать одну и ту же потерю напора в местной отопительной системе. Потеря напора, конечно, будет зависеть от превышения фактического коэффициента смешения над расчетным, но это превышение будет одинаково необходимым при всех схемах включения насоса. [c.64]

Величина снижения коэффициента смешения будет зависеть от того, как велик гарантированный перепад давлений перед элеватором и какой в силу этого коэффициент смешения обеспечивает элеватор при отключенном центробежном насосе. Предположительно можно сказать, что указанная схема может быть целесообразна, если коэффициент смешения элеватора составит не менее 1, что при потере напора в отопительной системе [c.66]

Если считать углы входа в насос заданными, то легко установить, что по мере увеличения угла pi2 коэффициент В начнет убывать, а теоретический напор, развиваемый насосом, будет расти, и наоборот — по мере уменьшения угла величина коэффициента В будет возрастать, а величина теоретического напора насоса — уменьшаться. [c.39]

Определяют гидравлические и дисковые потери в насосе и коэффициент действительного напора [c.82]

Таким образом, в насосах с одинаковыми условиями входа потока в рабочее колесо, но с различными напорами падение динамического давления на входе Д/гэ будет одинаково, а кавитационные коэффициенты о различны вследствие различных значений напоров. Следовательно, введение величины напора в значение коэффициента, характеризующего кавитационные качества центробежных насосов, нежелательно. [c.53]

При определении относительных внешних характеристик на каждом из режимов при /=var составляют уравнение баланса напоров, в котором коэффициент удара принимают на всех режимах равным единице ( уд=1), а коэффициент трения выражают через известный к. п. д., напор насоса и меридиональную скорость на расчетном режиме и принимают равным этой величине на всех режимах [c.24]

Для определения влияния кавитационного парамет- ра kd на характеристики насосов была проведена серия испытаний с различным fed при фиксированных значениях расхода и оборотов. Результаты представлены для Ф=0,25 на рис. 7-21. Как видно, кривые коэффициента напора -ф и мощности р для всех рабочих колес по мере развития кавитации вначале (fed = 0,5ч-0,18) незначительно растут, а затем уже падают, в то время как к. и. д. в соответствующих режимах только уменьщается. [c.145]

Пример расчета. Если принять выход пресной воды равным 80% опресняемой, температуру сбрасываемого рассола 35°С и соленой воды 10°С, коэффициенты полезного действия насоса 0,8 и гидромотора 0,7, потери напора в теплообменнике и подогревателе 10 кГ/сж то можно подсчитать вероятный расход электрической энергии и тепла на опреснение воды этим способом. [c.197]

Область применения гидропоршневых насосных агрегатов, уже выпускаемых промышленностью или находяш,ихся в стадии разработки, в зависимости от напора и подачи их графически изображена на рис. 15. Этим графиком очень удобно пользоваться при выборе гидропоршневого насосного агрегата. Сплошными н ирными или пунктирными линиями здесь ограничены области применения по максимальным расчетным параметрам каждого из погружных агрегатов, причем коэффициент подачи их Г) о принят равным единице. Фактические коэффициенты подачи погружных насосов бывают меньше в среднем на 20—25%. [c.58]

Изменяя число ходов погружного агрегата в указанных выше пределах, можно плавно изменять его подачу, т. е. отбор жидкости из скважины. Подсчет теоретической подачи производится по приведенным выше формулам (см. главу I). Для определения же фактической подачи погружного насоса при различных числах ходов нужно снять его характеристику при работе в данной скважине или же определить зависимость коэффициента подачи от числа ходов насоса также для данной скважины. Коэффициент подачи, включающий в себя коэффициент наполнения погружного насоса и учитывающий все утечки жидкости в насосе и трубах, имеет обычно различные значения для различных скважин даже при работе одного и того же погружного агрегата и на одинаковом режиме. Объясняется это различием в величине газового фактора, состава и вязкости жидкости, погружения насоса под динамический уровень и величины напора. С увеличением числа ходов погружного насоса коэффициент [c.206]

Чтобы увеличить перепад давлений и уменьшить мощность, потребляемую уплотнением, изменяем размеры нарезок. Сохраняя диаметры ступеней и форму профиля нарезок, уменьшаем высоту выступов h до 1 мм. Из условий точности сборки и установки уплотнения в насосе выбираем диаметральный зазор для всех ступеней = = 0,3 мм. С изменением й и 5д изменяется коэффициент напора нарезки, который можно оценить графически. Для модельной нарезки = 0,17, тогда по кривой 2 [c.419]

При изучении влияния кавитации на рабочие характеристики гидравлических машин прежде всего необходимо найти удовлетворительный способ определения взаимосвязи между условиями работы и кавитацией. Например, для машины, работающей при различных напорах и частотах вращения вала, желательно определить условия подобия степени кавитации. Аналогичным образом необходимо выявить условия кавитационного подобия между двумя машинами одинаковой конструкции, но разных размеров, как, например, между моделью и прототипом. Кавитационный параметр, обычно применяемый для этих целей, был предложен Тома [12, 13] и теперь широко известен как коэффициент Тома, аг. В общем случае применительно к насосам и турбинам этот коэффициент определяют в виде [c.632]

Мощность насосной установки. Насосная установка производит работу по подъему заданного объема или расхода воды на геометрическую высоту 2 (см. рис. IX. 10) и по преодолению сопротивления движению воды, характеризуемого высотой потерянного напора Л ,. Следовательно, работа насосной установки равносильна подаче воды на общую высоту Н = г+ку,. Если выразить весь подаваемый расход в килограммах, высоту полного напора в метрах и обозначить общий коэффициент полезного действия насоса и двигателя через т], то необходимая мощность установки определится по уравнению [c.174]

Колебания напора насоса, вызванные колебанием входного давления, обусловливаются в конечном итоге колебаниями объема кавитационных каверн. Поскольку в динамике и статике связь между амплитудами колебаний давления на входе в насос и амплитудой колебаний каверны различны, то и коэффициенты усиления [c.74]

Помимо только что рассмотренной нелинейности при достаточно больших амплитудах колебаний на входе в насос может оказаться существенным и другой нелинейный эффект, также связанный с работой насоса. При сравнительно малом уровне амплитуд колебаний давления на входе в насос напор, развиваемый насосом, практически не зависит от входного давления. Если, однако, амплитуда колебаний на входе в насос достигнет величины, достаточной для того, чтобы периодически приводить к интенсивным кавитационным явлениям, то колебания входного давления будут сопровождаться колебаниями напора насоса. Нелинейный эффект, обусловленный этим явлением, будет проявляться в наличии зависимости коэффициента усиления насоса от амплитуды колебаний давления на его входе. Росту амплитуды колебаний на входе в насос будет при этом отвечать возрастание коэффициента усиления насоса. Так как возрастание коэффициента усиления насоса, в свою очередь, приводит к возрастанию колебаний тяги двигателя и, следовательно, к росту кругового коэффициента усиления системы, то рассматриваемый вид нелинейности носит дестабилизирующий характер. Как уже отмечалось в предыдущем разделе, подобные нелинейности могут приводить к возникновению жестких режимов возбуждения. [c.138]

Экспериментальные значения коэффициента усиления насоса при кавитационных автоколебаниях могут превосходить вычисленные по статической кавитационной характеристике насоса в несколько раз [67]. Следует особо отметить, что большие значения коэффициентов усиления, названные аномальными [70], наблюдались при умеренных значениях амплитуд колебаний входного давления и столь больших значениях кавитационных запасов, что давление на входе в насос в процессе колебаний не опускалось ниже уровня, после которого начинается падение напора по кавитационной характеристике насоса. [c.241]

В качестве примера подобного рода явления рассмотрим результат эксперимента, представленный на рис. 2.4, б. Откладывая на кавитационной характеристике насоса (см. рис. 2.5) от точки б, соответствующей среднему значению, амплитуду колебаний входного давления, равную 0,122 МПа, получим точки б и б", соответствующие максимальному и минимальному значению давлений, достигаемых на входе в насос в процессе колебания. Из рис. 2.5 видно, что минимальная величина входного давления (точка б") примерно на 0,1 МПа превосходит значение, при котором начинается заметное падение напора по кавитационной характеристике насоса. Статический коэффициент усиления насоса, вычисленный по кавитационной характеристике, составляет [c.241]

Колебания напора насоса, вызываемые колебаниями входного давления, обусловливаются в конечном итоге колебаниями объема кавитационных каверн. Поскольку в динамике и статике связь между амплитудами колебаний давления на входе в насос и амплитудой колебания объема каверны различны, то и коэффициенты усиления насоса в статике и динамике должны иметь различные значения. [c.242]

Покажем, каким образом наличие таких значений коэффициента усиления можно объяснить на основании частотной характеристики насоса (8.43), характерной особенностью которой является учет зависимости напора осевого шнекового преднасоса от суммарного объема кавитационных каверн, расположенных на Лопастях шнека, и расхода на входе в насос, а также коэффициента инерционных потерь давления в межлопастных каналах шнека. [c.245]

Однако осевой ступени соответствуют более высокие КПД и коэффициент напора. В шнекоосевом насосе (осевой насос с пред-включенным шнеком) используются положительные качества как шнека, так и осевой ступени. Отметим, что бустерный осевой насос из-за сравнительно малых потребных напоров может выполняться одноступенчатым щнековым. Для получения большего напора и КПД шнек (часто переменного шага) делают с конической втулкой (рис. 3.45). [c.180]

Расход меридионального потока в оптимальном режиме работы определяется уравнением, предложенным К. Пфлейдерером Qм uF l,i Яопт. где Яопт — коэффициент напора в оптимальном режиме. Уравнение получено Пфлейдерером иа основании поверочного расчета вихревых насосов по предложенной им расчетной схеме. В подразд. 15 было показано, что эта схема теоретически плохо обоснована и не соответствует опыту. [c.94]

Пример 42. Центробежный насос типа 20НДн производительностью Q = 555 л1сек при напоре Я = 13,5 м имеет число оборотов п = 730 об1мин. Определить коэффициент кавитации и максимально возможную высоту всасывания для этого насоса. Известно, что температура перекачиваемой воды составляет 20° С, потери во всасывающей линии hw вс, = 0,50 м, коэффициент С в формуле (428) равен 800. [c.263]

Задача 2.32. Определить напор, создаваемый насосом системы охлаждения автомобильного двигателя, при следующих данных подача насоса Q = 3,9 л/с коэффициенты сопротивления блока цилиндров gi=3,5 термостата 2 = 2,5 радиатора з = 4,0 трубы (шланга) от радиатора до насоса 4 = 2,0. Все коэффициенты отнесены к скорости в трубе диаметром d = AO мм. Чему равно абсолютное давление перед входом в насос, если в верхней части радиатора возник вакуум рвак=1 кПа высота Н = 0,4 м атмосферное давление соответствует fta = 750 мм рт. ст., p <=1000 кг/м [c.45]

Задача 3.41. На рисунке изображена система карбюратора двигателя внутреннего сгорания с ускорительным насосом для мгновенного обогащения топливной смеси. При резком открытии дроссельной заслонки 1 поршень 2 ускорительного насоса движется вниз. Под действием давления, возникшего под поршнем, открывается клапан 3 (клапан 4 закрыт) и топливо подается в диффузор карбюратора дополнительно, помимо основной дозирующей системы, состоящей из жиклера 5 и распылителя 6. Определить, во сколько раз увеличится подача топлива в диффузор, если в его горловине давление Рвак = 0,02 МПа расход топлива через основную дозирующую систему Q = 8 см /с диаметр трубопровода ускорительного насоса d = 2 мм коэффициент расхода клапана р = = 0,78 проходное сечение клапана Sk = 0,4 мм скорость движения поршня ускорительного насоса у = 0,1 м/с диаметр поршня D=10 мм высота Л = 20 мм радиальный зазор между поршнем и цилиндром 6 = 0,1 мм вязкость топлива v= 0,01 Ст, его плотность р = 800 кг/м . Потерями напора в трубопроводах пренебречь. Учесть утечки через щелевой зазор между поршнем и цилиндром, считая их соосными. [c.63]

Задача 2.115. Определить расчетную производительность и расчетный напор питательного насоса для котельной с максимальной паропроизводительностью Dn, = 5,56 кг/с, если известны давление в барабане котла р = , А МПа, плотность воды /) = 958 кт/м , сопротивление всасывающего и нагнетательного трубопроводов Н = 0,2 МПа, коэффищ1ент запаса по паропро-изводительности котельной Pi = l,2 и коэффициент запаса по напору / 2 = 1Д- [c.102]

Зависимость (16.7) приведена на рис. 16.4 в графической форме при Р2 < 90°. Необходимо иметь в виду, что при Р2 = 90° тригонометрическая функция tg меняет знак, а при Р2 > 90° можно получить значительно ббльщие напоры (см. штриховые линии на рис. 16.4). Однако у современных насосов Р2 находятся в диапазоне 15...40°, так как при больших углах возрастают абсолютные скорости движения жидкости, резко увеличиваются гидравлические потери и падает коэффициент полезного действия насоса. [c.228]

Примечание. В насосах типа В цифры перед буквой В означают диаметр всасывающего и нагнетательного патрубков (в мм), уменьшенный в 25 раз цифры после буквы В означают коэффициент быстроходности, уменьшенный в 10 раз. В насосах типа ВК в числителе дроби —подача (л/с), в знаменателе — напор (м) прй4П = 1450 об/мин. [c.248]

Накопление в трубопроводах ржавчины, помимо опасности прободения труб и связанной с эп м потери продукта, имеет и другие нежелательные последствия. Ржавчина шероховата, поэтому увеличивается трение, снижается напор, следовательно уменьшается коэффициент полезного действия насосов [23]. Для удаления ржавчины используют скрепер, который под гидравлическим напором проталкивается по трубам. Иногда необходимо проделывать такую операцию почти каждую неделю, что обходится дорого, отнимает время и прерывает производственный процесс. Квимби [23] описывает случай, когда скопилось столько ржавчины, что скрепер не смог пройти трубопровод и застрял в нем. Потребовались чрезвычайно дорогостоящие работы, чтобы точно определить местонахождение скрепера, открыть и вырезать соответствующий участок линии, удалить скрепер и скопления ржавчины и установить новый участок трубы. Около четырех дней, пока велись эти работы, линия не работала. На некоторых линиях закупорка происходит несколько раз в год. Следует отметить, что такая специфическая проблема может возникнуть при перекачке как сырых, так и переработанных продуктов. [c.294]

В насосостроении применяют различные системы критериев Подобия. Так для геометрически подобных насосов определяющими критериями будут расходный F=F/( oZ)2) и Рейнольдса e = oZ)2/(4v), a неопределяющими — критерий Эйлера (коэффициент напора H=Hluf), приведенная мощность [c.185]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...