Коэффициент расхода насоса

Ф — коэффициент расхода насоса Ф — соотношение компонентов [c.20]

Коэффициент расхода насоса, 484 Коэффициент расхода форсунки, 373—375 [c.786]

Определить секундный объемный расход Q и среднюю скорость-течения воды 1 , если длина хода поршня 5 = 0,5 м, диаметр цилиндра D = 0,2 м, диаметр штока Л2 = 0,05 м, коэффициент наполнения насоса к = =0,9 и число оборотов вала насоса [c.57]

Вследствие неплотности (площадью 3 мм ) сварного шва в резервуар снаружи проникает воздух при давлении 0,11 МПа и температуре 30 °С. Поэтому из резервуара для поддержания в нем вакуума 0,045 МПа приходится вакуум-насосом удалять 1,5 кг воздуха в час. Определить коэффициент расхода. [c.95]

Задача XII-30. К насосу подключен горизонтальный трубопровод длиной I = 12 м, диаметром d = 125 мм с краном на конце. Кран частично открыт так, что его коэффициент расхода = 0,031. При включении насоса его подача нарастает по пр-ямой от нуля до = 10 л/с за время t = 0,05 с. Скорость ударной волны а = 1200 м/с. Определить закон изменения давления у насоса (сечение А) по времени. Трением в трубе пренебречь. [c.377]

Дано максимальное давление насоса при Q = 0 Ритах = = 20 МПа давление начала срабатывания ограничителя давления pi=19 МПа, при этом подача насоса Q = 0,5 л/с жесткость пружины с = 8 Н/м предварительное поджатие пружины jto=10 мм коэффициент расхода обоих дросселей [1 = 0,64 плотность жидкости р = 850 кг/м . [c.99]

Задача 5.25. Два насоса I я 2, снабженные переливными клапанами 3 и 4, работают от одного двигателя и подают жидкость через обратные клапаны 5 и дроссель 6 на слив. Без учета потерь давления в гидролиниях и обратных клапанах определить расход жидкости через дроссель, если известно частота вращения насосов /г =1450 об/мин рабочие объемы насосов Vi = 10 см и l/j= 16 см объемные к.п.д. насосов одинаковы и равны т о = 0,9 при давлении рн=15 МПа площадь проходного сечения дросселя 5 5др = 0,05 см коэффициент расхода дросселя х = 0,6 плотность жидкости р = = 850 кг/м . [c.100]

Задача 6.2. На рисунке показана упрощенная схема объемного гидропривода поступательного движения с дроссельным регулированием скорости выходного звена (штока), где I — насос, 2 — регулируемый дроссель. Шток гидроцилиндра 3 нагружен силой f=1200 Н диаметр поршня D = = 40 мм. Предохранительный клапан 4 закрыт. Определить давление на выходе из насоса и скорость перемещения поршня со штоком 1 п при таком открытии дросселя, когда его можно рассматривать как отверстие площадью So=0,05 см с коэффициентом расхода ц = 0,62. Подача насоса Q = [c.106]

Задача 6.14. При каком проходном сечении дросселя угловые скорости гидромоторов будут одинаковы Дано рабочий объем насоса Vi = 56 см частота вращения насоса п = 3000 об/мин рабочие объемы гидромоторов V a=12 см , 4 = 28 см моменты на их валах Л1з = 20 Н-м М = = 40 Н-м механические и объемные к.п.д. гидромашин т) = = т)о = 0,95 плотность рабочей жидкости р = 900 кг/м коэффициент расхода дросселя ц = 0,85. Потерями давления в трубопроводах пренебречь. [c.110]

Задача 6.16. Определить минимально допустимый диаметр дроссельной шайбы в напорной линии гидропривода di, обеспечивающей перемещение поршня гидроцилиндра без разрыва сплошности потока (без кавитации) в полости I. Перемещение поршня происходит под действием лишь нагрузки на штоке f = 20 кН. Давления насоса р = = 15 МПа слива ре = 0,5 МПа насыщенных паров жидкости рн.п = 0,01 МПа. Диаметры цилиндра D = 50 мм штока d = 30 мм дроссельной шайбы на сливе 2= 1,5 мм. Коэффициент расхода дроссельных шайб ix = 0,64. Плотность жидкости р = 900 кг/м [c.111]

Определить пределы изменения частоты вращения гидромотора П2 при постоянной нагрузке. Даны частота вращения насоса ni=2400 об/мин рабочие объемы гидромашин V = = 0,01 л 1/2 = 0,02 л давление в напорной гидролинии, обусловленное заданной нагрузкой (моментом на валу гидромотора), р = 5 МПа давление во всасывающей линии, поддерживаемое насосом 5, рвс = 0,3 МПа площадь проходного сечения дросселя при полном его открытии 5др = = 0,015 см коэффициент расхода дросселя р. = 0,65 объемный к. п. д. каждой гидромашины rio = 0,95. Расход через клапан 4 Q j, = 0. [c.125]

Определить мош,ность, потребляемую насосом гидропривода, и скорость перемещения штоков гидроцилиндров наклона ковша. Задачу решить при следуюш,их данных F = = 8000 Н / = 1,5 м /п=1,8 м /з = 2 м U = 0,5 м D = = 60 мм d,u = 3G мм йт = 8 мм площадь проходного сечения дросселя 5др = 3 мм коэффициент расхода дросселя [х = 0,7 эквивалентная длина для распределителя /р = 200 dr v = 0,5 Ст р = 900 кг/м . [c.128]

Построить характеристику насосной установки, включающей в себя электродвигатель М с частотой вращения п = = 900 об/мин, насос 1 с рабочим объемом V = 30 см и объемным к. п. д. тю = 0,8 при давлении р = 5 МПа, переливной клапан 2, имеющий следующие характеристики диаметр золотника йз = 6 мм сила предварительного поджатия пружины fnp.o = 70 Н жесткость пружины с = 35 Н/мм коэффициент расхода через клапан [j. = 0,6. [c.131]

Определить угловые скорости гидромоторов, если частота вращения вала насоса га =3000 об/мин момент на валу гидромотора вентилятора М=12 Н-м максимальное давление в гидросистеме Ртах = 9 МПа давление начала работы переливного клапана Ркл = 8 МПа перепад давления на распределителе Дрр = 0,2 МПа коэффициенты расхода дросселей (i, = 0,8 их проходные сечения 5др = 0,15 см . Объемный и механические к. п. д. гидромашин в пределах рабочих давлений р = 8...9 МПа считать постоянными т1о = Пм = 0>9- [c.133]

Коэффициент быстроходности насоса выберем по рис. 46. Получим — 166 об мин. Напор и расход насоса равны [c.122]

В отличие от общепринятого коэффициента расхода [2] рассмотрим следующий вариант критерия кинематического подобия потоков в насосе [c.15]

В соответствии с теорией синхронной электрической машины введем понятие угла нагрузки ИЦН, пропорционального коэффициенту расхода, который характеризует нагрузку насоса [c.17]

Расходящиеся конические насадки характеризуются большим коэффициентом расхода, достигающим, если он отнесен к малому (узкому) сечению насадка, значения ц = 0,98. Эти насадки применяются в тех случаях, когда требуется обеспечить большие расходы при малых перепадах давления и малых сечениях канала. Кроме того, они применяются, когда требуется преобразовать скорость в давление (например, в инжекторах, диффузорах и т. п.). В частности, они применяются для повышения давления во всасывающих камерах насоса. [c.78]

Различные величины, которые влияют на энергию, воспринимаемую 1 кГ жидкости в насосе, геометрически не зависят от коэффициента режима ф, а зависят только от коэффициента расхода х. Напротив, величины, которые влияют на энергию, отдаваемую 1 кГ жидкости в турбине, геометрически зависят как от X, так и от ф. Для того чтобы различать режимы работы, необходимо добавить к принятым обозначениям дополнительные символы и дать им следующие определения. [c.157]

Для полноты картины на том же рисунке нанесена линия X, так что можно получить представление о зависимости мощности на насосе No не только от коэффициента режима ф, но и от коэффициента расхода X. [c.192]

Рис. 82. Изменение мощности на насосе в зависимости от коэффициента расхода х при постоянном числе оборотов двигателя По (в относительных числах)

Из этих рассуждений вытекает важное и собственно оче видное обстоятельство коэффициент расхода х не меняется с изменением расхода Q, пропорционального числу оборотов насоса По, и, следовательно, изменение По само по себе не может ыт пучиной ударных потерь, так как треугольники скоростей i = Ui + Wi сохраняют свое подобие. / [c.194]

Как известно, коэффициент расхода в щелях резко падает с ростом вязкости. Поэтому степень наполнения впадины в обычных насосах быстро уменьшается с ростом вязкости, что приводит к снижению производительности насоса. [c.128]

Если насосы имеют большие площади прохода и относительно малый гидравлический радиус, то при изменении, даже в широких пределах, вязкости перекачиваемой жидкости почти не наблюдается влияния вязкости на коэффициент расхода. [c.128]

Для одноступенчатого гидротрансформатора, выполненного по схеме насос — турбина — реактор, в случае когда заданы относительные геометрические размеры рабочих колес 6, и hj, а также коэффициент расхода ф, можно составить следующую систему уравнений (потерями в первом приближении пренебрегаем) [c.73]

Ау — приращение плотности жидкости, вызванное гидравлическим ударом бр — приращение давления, вызванное гидравлическим ударом бу — приращение скорости жидкости в трубопроводе т) — объемный к. п. д. насоса fis. Цар — соответственно коэффициенты расхода через следящий золотник и через дроссель у — удельный вес жидкости е — плотность рабочей жидкости [c.6]

Согласно исследованиям, проведенным во ВНИИгидроприводе, использование струйных насосов для подавления режимов кавитации во всасывающих полостях объемных насосов и повышения коэффициента расхода насосов при наличии нерастворенного воздуха может быть рекомендовано для практического использования в гидроприводах. [c.127]

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 5.21. Определить максимальное давление объемного роторного насоса р тах (при Q = 0) и давление в начале открытия переливного клапана у = 0) при следующих данных рабочий объем насоса V= 2Q см угловая скорость ротора насоса ы = = 200 с объемный к.п.д. насоса т)о=0,94 при давлении р =12 МПа диаметр клапана rf = 8 мм ширина кольцевой проточки 6 = 3 мм коэффициент расхода подклапанной щели ц = 0,7 жесткость пружины с = 23 Н/мм сила пружины при y = Q fripo = 250 Н, плотность жидкости р = = 900 кг/м . [c.98]

Для определения соотношений расхода и напора удобно пользоваться графиками изменения коэффициента быстроходности насоса в зависимости от расположения кодес и оптимального режима работы. Из рис. 47 можно видеть, что с уве- [c.111]

При диагностировании гидросистемы контролируются параметры пл — угловая скорость планшайбы — давление у насоса — давление на входе гидромотора Qq — расход насоса Ок.вых — расход на сливе предохранительного клапана Мгм — момент на валу гидромотора Рзаж, раз — давления в системе зажима и разгрузки планшайбы соответственно . Si зол и б зоя — перемещения золотников гидропанели. Знак + свидетельствует о том, что величины указанного параметра находятся в пределах, близких к нормальным знак — указывает на значительное отклонение параметра от нормальных значений. Анализ данной схемы подтверждает, что при выполнении проверок и измерении указанных параметров представляется возможным обнаружение основных дефектов. На схеме основная цепочка работоспособности проходит но линии параметров СОпл дв, Pi, Рзат, Р раз, Мгм- в этом случае гидравлическая и электрическая системы работоспособны и дефекты находятся в механической системе стола. Обозначенные связи предлагают возможную последовательность поиска дефектов гидросистемы поворотного стола. Для дальнейшего поиска дефектов и анализа работоспособности гидросистемы целесообразно провести проверку электрической системы. При наличии нескольких конечных выключателей ВК, электромагнитов, реле давлений и электрических реле, управляющих работой электропривода и гидроаппаратуры, а также взаимных блокировок, полная схема диагностических проверок представляется достаточно сложной. Однако, для обнаружения причин отсутствия функционирования может использоваться упрощенная схема, показанная на рис. 3, б. Наличие дефектов механической системы стола может быть выявлено проверкой по схеме рис. 3, в. Однако выявление и интерпретирование дефектов механической системы при нефункционирующем объекте усложнено отсутствием контроля необходимых параметров, и в ряде случаев необходима частичная разборка узла или замена некоторых механизмов. Функционирующий стол может быть работоспособен и неработоспособен. Неработоспособный стол характеризуется выходом за допустимые пределы основных параметров, т. е. наблюдается потеря точности, быстроходности, а также значительно возрастают нагрузки в приводе и механизме фиксации. Потеря точности зависит от следующих факторов нестабильности скорости планшайбы в момент фиксации Дшф, нестабильности давления в системе поворота ДРф и разгрузки АР раз, наличия зазоров в механизме фиксации и центральной опоре, нестабильности характеристик жесткости упоров и усилий фиксации. Потеря быстроходности зависит от расхода Q и давления в системе поворота Р и разгрузки Рраз. от наличия колебательного движения планшайбы, характеризуемого коэффициентом неравномерности — б , и от длительности процесса торможения <тор- Высокие динамические нагрузки в приводе и механизме фиксации F определяются величинами скорости поворота и фиксации, давлением в системе поворота и разгрузки, [c.86]

В качестве дополнительных для этого варианта приняты следующие исходные данные тип турбоагрегата — К-500-240 расход первичного пара Gia = 389,44 кг1сек коэффициент расхода электроэнергии на собственные нужды т]с.н = 4% к.п.д. инвертора г]ин = 96% к.п.д. турбогенератора т тг = 99% к.п.д. питательного насоса Т1п.н = 82,5% температура уходящих газов из парогенератора Гу,г = 140° С давление за диффузором Р2Д = 1)05 ата ширина электродной секции в канале МГД-генератора Sa = Ю см отношение высоты к ширине канала ziy = 1,0 = onst. В расчетах допускалась следующая погрешность вычислений АХ <4% ДЛ мгд-г < 0,4% АГк.о< з°К Д( п.с<0,6% и т. д. [c.131]

Коэффициент утечки подсчитываем, принимая его равным 4% для насоса и 4% для гидродвигателя при давлении 210 кПсм , а вместе 8% всего расхода насоса. [c.461]

Если гидротрансформатор работает с максимальным числом оборотов насоса Потах и турбины Птах, 3 6Г0 рвактор вращается, то осевая сила, действующая на стенки насоса и нагружающая болты В, определяется только статическим давлением (коэффициент расхода л равен нулю). Тогда выражение для Pstma.x на этом режиме записывается в виде [c.189]

Как видно из рис. 207, функция f a) быстро измеряется с изменением угла а, а так как она входит в знаменатель выражения (146) в квадрате, то ясно, что она влияет на величину необходимого перепада давления на входе в цилиндры насоса. Чтобы избежать кавитации и не прибегать к большим давлениям подкачки или наддува в баке, угол ао следует выбирать меньше, но малые углы увеличат необходимый диаметр плунжеров, что вызовет увеличение габаритов насоса. Практически угол ао берется в пределах 130—135°, что обеспечивает достаточно компактную конструкцию и насосы при умеренных оборотах вала (до 4000 об1мин) работают без кавитации при отсутствии наддува в баке. Чтобы пользоваться уравнениями (146) и (147) для расчета величины Ар, надо знать, как изменяется коэффициент расхода на всасывании в функции от числа оборотов вала насоса. Мы его принимаем постоянным для всего процесса всасывания, в действительности он является переменным, зависящим от от- [c.375]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...