Коэффициент механический насоса

К. п. д. установок с наземным гидравлическим приводом значительно ниже, чем у других действующих насосных установок. В состав этих установок входит длинная механическая связь гидропривода с погружным насосом в виде колонны штанг со всеми присущими ей недостатками. И несмотря на это, з становки применяются за рубежом для эксплуатации нефтяных скважин в некоторых случаях. Их преимущество перед обычными станками-качалками заключается в возможности получения очень большой длины хода. Так, в применяющихся в настоящее время установках длина хода достигает 10 м. Это преимущество используется при эксплуатации глубоких скважин, когда отбор жидкости не может быть увеличен за счет увеличения диаметра глубинного насоса вследствие недостаточной прочности штанг. При большой длине хода отбор жидкости может быть увеличен без увеличения нагрузки на штанги. К тому же с увеличением длины- хода увеличивается и коэффициент наполнения насоса в результате уменьшения отношения вредного объема насоса к объему, описываемому поршнем. [c.24]

Коль (Л. 11] опубликовал таблицы основных данных высоковакуумных насосов, выпускаемых в США. В пересмотренном виде эти данные приведены в табл. 18-1 и 18-2. Полезной может оказаться также табл. 3-1, содержащая переводные коэффициенты для единиц давления и напрял ения. В табл. 18-3 приведены свойства масел для механических насосов, в табл. 18-4 — данные для жидкостей, применяемых в диффузионных насосах. В табл. 18-5 представлены свойства различных смазок, восков и цементов. В табл. 18-6 дано сравнение эффективности различных веществ— поглотителей влаги, в табл. 18-7 — газопоглотительные свойства металлов и, наконец, в табл. 18-8 — сводка различных газопоглотителей и их свойств. [c.407]

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]

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]

Для анализа коэффициентов полезного действия рассмотрим процесс преобразования механической энергии на валу насоса в энергию потока жидкости под давлением [c.155]

Как и в режиме насоса, общий КПД мотора определится как произведение объемного, механического и гидравлического коэффициентов полезного действия. [c.159]

В зависимости от связи вала двигателя с валом насоса вычисляются механические потери и мощность, подводимая к насосу—iV . По приведенной характеристике (рис. 141) для заданного значения скольжения (например, 5 = 3%) находится коэффициент мощности Яд, или коэффициент момента Яд и по их значениям определяется [c.248]

Механическая смесь воздуха с рабочей жидкостью значительно ухудшает работу насосов, резко снижая коэффициент полезного действия и уменьшая производительность. Подсчитано, что при 5%-ном содержании в жидкости нерастворенного воздуха объемный к. п. д. насоса при давлении 200 кгс/см уменьшается примерно на 10%. [c.19]

Одновременно с отключением генератора от сети следует отключить насосы газоохладителей. Задержка с их отключением приведет к быстрому охлаждению обмотки ротора и статора генератора. При этом вследствие различия коэффициентов термического расши-рения меди и стали происходит повышенное механическое воз 2000 действие на изоляционное покрытие стержней в пазах ротора и статора, особенно в лобовых частях стержней статора. [c.117]

Лк.у т]м и т]г — к. п. д. соответственно котельной установки, механический и генератора а и р — коэффициенты, учитывающие потери тепла на собственные нужды в части подготовки топлива, тяги и дутья (а), на циркуляционные и эжекторные насосы (р). [c.54]

Внутренний и общий коэффициент полезного действия гидростатической машины. На рис. 1.40 приведены данные по внутреннему к. п. д. насоса НД-5. Из графиков следует, что механические и гидравлические потери являются сложной функцией оборотов насоса, давления и производительности. Из рис. 1.40, а следует, что с увеличением оборотов и уменьшением давления падает. [c.73]

Коэффициенты полезного действия гидравлического привода с дроссельным управлением. Работа дроссельного привода сопровождается гидравлическими, объемными и механическими потерями мощности в насосе, золотнике, гидродвигателе, гидравлических магистралях и в приводящем двигателе насоса. Наибольшие потери мощности наблюдаются в системе насос — золотник. Вначале рассмотрим потери мощности и к. п. д. золотника. [c.367]

Для поддержания эффективной работы системы и предотвращения разрушения жидкости и элементов системы необходимо отводить тепло, образующееся в результате трения в клапанах, насосах, двигателях и других механизмах. Для расчета показателей теплопередачи необходимо знать удельную теплоемкость и коэффициент теплопроводности жидкости. Эти показатели необходимы также для определения расхода жидкости, требуемого охлаждения и некоторых механических характеристик гидравлической системы. [c.109]

Например, при разработке системы прямого регулирования с механическим чувствительным элементом без упруго присоединенного катаракта характеристики двигателя и топливного насоса обычно заданы, поэтому заданными являются J — приведенный момент инерции и фактор устойчивости Fg, а в величине заданы все величины, кроме инерционного коэффициента А регулятора. [c.485]

Коэффициент 2р = 2 внутренний к.п.д. насоса т],, = 0,7, механический к.п.д. насоса г , = 0,98 коэффициент трения >1,тр = 0,03, отношение 5 // = = 0,166. Скорость воды Шр = 1,5 м/с, удельные затраты, вызванные работой насоса на номинальном режиме, Сн1 = 28,68 руб/кВт-год эти затраты газовой турбины Срн = 28 руб/кВт-год. [c.229]

Основными факторами, определяющими параметры гидропоршневых насосных агрегатов, являются 1) глубина динамического уровня жидкости в скважине 2) дебит скважины 3) очень небольшие наружные диаметры погружных агрегатов, а иногда и насосных труб 4) особенности схемы и конструкции погружного агрегата 5) характер жидкости, откачиваемой из скважины, ее вязкость и удельный вес, а также содержание в ней воды, механических примесей, парафина и других составляющих, особенно газа, являющегося основной причиной снижения коэффициента наполнения погружного насоса. [c.106]

Другое направление состоит в построении математической теории управления деформацией оболочек. На этой основе было дано описание волнообразного сокращения пищеварительного тракта (перистальтика) и работы движителя, построенного на принципе движения некоторых водных животных, а именно путем создания на поверхности тела бегущих волн. В настоящее время нами созданы и испытаны модели волновых движителей с пневматическим, механическим и электромагнитным способами возбуждения бегущих волн. Предпринимаются усилия к созданию перистальтических насосов, которые в принципе могут перекачивать не только жидкости, но и сыпучие и твердые тела (вплоть до болтов и гаек). Трудно ожидать, что коэффициент полезного действия такого насоса или движителя будет выше, чем у существующих. Однако они могут иметь свои специфические области применения. Если говорить об аппарате с волновым движителем, то к достоинствам его можно отнести относительную бесшумность, способность выползать на песчаный берег, перемещаться по мелководью и т.д. [c.70]

На рис. 16.2 дан примерный вид кривых изменения коэффициентов т] , Л и Т1 насоса в зависимости от критерия а. Объемный КПД при увеличении а неуклонно падает по линейному закону, механический КПД возрастает, но лишь до известного предела, после чего вопреки теории подобия начинает резко падать, так как наступает предел работоспособности насоса — выжимание [c.228]

Таким образом, КПД насоса равен произведению объемного, гидравлического и механического коэффициентов полезного действия. [c.60]

Крутящий момент двигателя при постоянном положении регулирующего органа зависит от скорости вращения более сложным образом. Увеличение гидравлических и механических потерь и ухудшение наполнения рабочих цилиндров вызывают уменьшение крутящего момента с ростом числа оборотов. Напротив, улучшение качества смесеобразования и горения, уменьшение тепловых потерь, а у дизелей нередко еще и увеличение коэффициента подачи топливного насоса [87] вызывают увеличение крутящего момента с ростом числа оборотов. [c.12]

Оригинальна компоновка этого насоса. В нижней части станины размещен электродвигатель и ременная передача, сверху расположен картер с механизмом движения. Ременная передача — первая ступень, вторая — пара шевронных колес. Такая передача дорога и громоздка, снижает механический к. п. д., но не вызывает шума в работе насоса. Шатуны очень массивны. Ползуны имеют прямоугольное сечение, что дополнительно создает пассивные связи в механизме. Это повышает требования к технологии, усложняет ее и удорожает изготовление. Все гидравлические цилиндры размещены в моноблоке, заодно с которым откованы корпуса сальников. Доступ к сальникам снаружи. Уплотняющим элементом служат шевронные манжеты, поджимаемые со стороны цилиндров пружиной. Это ведет к увеличению вредного объема и, следовательно, к ухудшению коэффициента подачи. Известны модели таких насосов, в которых пружины не применяются. Клапаны — шариковые, реже — конические. [c.165]

При глубокой вытяжке или формовке деталей конической, полусферической, параболической, а также прямоугольной формы весьма эффективной оказывается гидравлическая штамповка — вытяжка или формовка, позволяющая работать при коэффициенте вытяжки на первой операции тхр з = 0,50. В этом случае деформирование заготовки производится не жестким пуансоном, как это имеет место при обычной вытяжке или формовке, а давлением жидкости или резины в жесткой — металлической матрице. Благодаря этому отпадает необходимость в тщательной и дорогостоящей пригонке пуансона к матрице штампа, что делает указанный способ штамповки выгодным при изготовлении даже небольших партий изделий. Штамповка может производиться как из плоской, так и из полой заготовки. Рабочее давление жидкости при вытяжке этим способом создается или насосом высокого давления (50—250 ат), или рабочим ходом механического или гидравлического пресса. В процессе работы удельное давление жидкости изменяется от нуля до требуемого максимального давления, достигая 250 ат и более, что вполне достаточно для штамповки материалов толщиной до 1,5—2,0 мм. [c.116]

Известны следующие параметры [ = 120 бар, <1 = 550° С р = = 110 бар, < =540° С Р1=90 бар р2=0,03 бар. Относительный внутренний к.п.д. турбины т)о,-=0,85 то же — насоса т]",- =0,90 механический к.п.д. т)м =0,96 к.п.д. электрогенератора т)г=0,97. Теплота сгорания топлива С =30 000 кдж кг. Коэффициент полезного действия парогенератора т]пг = 0,92. [c.172]

Потребляемая насосом мощность N, Вт) всегда больше эффективной, так как часть энергии расходуется на механическое трение в сальниках и подшипниках, на преодоление гидравлических сопротивлений при прохождении жидкости внутри насоса и т. п. Следовательно, общий коэффициент полезного действия насоса [c.56]

Для поршневых насосов объемный КПД лежит в пределах 0,85—0,99, гидравлический — 0,70—0,98, механический— 0,85—0,95. Коэффициент полезного действия малых поршневых насосов соЛ-авляет 0,7, а для крупных современных насосов — 0,9 и более. [c.131]

Полиамид 68 представляет собой роговидный материал цвета от белого до светло-коричневого применяется для изготовления деталей, требуюш,их высокой механической прочности, стойкости к истиранию, абразивостойкости, малого коэффициента трения, хорошего сцепленпя с металлами (подшипники, крыльчатки насосов, игольчатые клапавы в гидропередачах, винты, клапанные седла, шестерни и ар-)- Зубчатые колеса при зацеплении хорошо поглощают [c.80]

МИ колебаниями от главных циркуляционных насосов, гидродинамическими усилиями от изменения скоростей и направлений потоков теплоносителя в первом контуре, тепловыми пульсациями от недостаточного перемешивания потоков теплоносителя, вибрациями и колебаниями от сейсмических нагрузок. Сложный спектр высокоскоростных и вибрационных механических и тепловых нагрузок имеет место при различных аварийных режимах, связанных с возможным разрывом главных трубопроводов первого контура и динамическим смещением опор корпуса реактора при мощных землетрясениях и разрывах. Характер и анализ перечисленных выше статических и циклических нагрузок и связанных с ними напряжений приведены в нормах расчета на прочность [1,2]. Перечисленные выше нагрузки создают в корпусах и других злементах первого контура водо-водяных реакторов соответствующие номинальные нагфяжения. Учитывая сложность конструктивных форм этих элементов, неравномерное распределение температур по толщине стенок каждого элемента и между отдельными элементами, а также различие в физико-механических свойствах (коэффициенты линейного расширения, теплопроводность), суммарные местные напряжения могут значительно (в 2—3 раза и более) превосходить номинальные. По данным [1, 2, 6, 23, 29—37], коэффициенты концентрации напряжений а от механических нагрузок (равные отношению местных напряжений в различных зонах корпуса реактора к номинальным напряжениям в гладкой цилиндрической или сферической части) составляют величины порядка 1,5—5. Для некоторых из зон корпуса эти коэффициенты приведены в табл. 1.3. [c.19]

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]

Эффективность работы теплового насоса, потребляющего механическую энергию, характеризуется, как это указывалось ранее, коэффициенто.м преобразования ф. Связь между коэффициентом преобразования теплового насоса и холодильным коэффициенто.м обратного цикла определяется следующим соотношением [c.178]

Этот коэффициент преобразования понижающего термотрансформатора всегда больше единицы, так как только в предельном, иаибодее неблагоприятном случае все тепло Qц будет необратимо передано источнику с температурой Гг без производства механической работы. Только в этом случае (З1 будет равно фг и, следовательно, ф будет равно единице. Во всех же случаях, когда в прямом цикле аЬсйа будет произведена механическая работа, этот коэффициент окажется больше единицы, так как с помощью теплового насоса, осуществляющего обратный цикл е к1е, механическая работа даст возмолшость дополнительно перенести тепло Ро от 0К ружающей среды к источнику с темпе рату рой 7 г. [c.187]

Физический смысл последнего равенства совершенно ясен, так как правая часть представляет собой значение коэффициента преобразования теплового насоса. Действительно, тепловой насос можно рассматривать как понижающий термотрансформатор, переводящий тепло от бесконечно высокого потенциала до заданного. Одна единица механической работы способна трансформироваться в ТзЦТз—Го) единиц тепла потенциала Тз. [c.205]

Дано усилие резания F= 8 кН размеры гидроцилиндра — D = = 50 мм, = 30 мм параметры трубопроводов — /i = 3 м, /2 = 1,5 м, /3 = 4 м, = 10 мм фильтр и каждый канал распределителя заданы эквивалентными длинами — 4ф = 200 d , 4 = 150 4 дроссель задан площадью проходного сечения. Удр = 5 мм и коэффициентом расхода Цдр = 0,7 параметры насоса — рабочий объем й = 10 см , частота вращения вала = 1460 об/мин, объемный КПД t1o.h = 0,85 при р = 7 МПа, механический КПД ri = 0,9 характеристика переливного клапана — Рк- Рктт + где Рктт = 5 МПа п = 0,004 МПа-с/см параметры рабочей жидкости — кинематическая вязкость V = 0,2 mV и плотность р = 800 кг/м1 [c.274]

Древеснослоистые пластики (ДСП) состоят из тонких листов древесного шпона, пропитанных феноло- и крезольно-формаль-дегиднымн смолами и спрессованных в виде листов и плит. Дре-весно-слоист.ые пластики имеют высокие физико-механические свойства, низкий коэффициент трения и с успехом заменяют текстолит, а также цветные металлы и сплавы. Шестерни из ДСП долговечны, при работе их в паре с металлическими заметно снижается шум. Подшипники из ДСП не образуют задиров на трущейся поверхности металлического вала. Недостатком ДСП является чувствительность к влаге (рис. 215). Из ДСП изготовляют шкивы, втулки, ползуны лесопильных рам, корпусы насосов, подшипники, детали автомобилей и железнодорожных [c.465]

Гидронасосы характеризуются объемной подачей, давлением, полезной мошностью и полным кпд. Объемная подача - это объем жидкости, подаваемой насосом в единицу времени. Давлением насоса называется приращение механической энергии, полученное каждой единицей массы жидкости, проходящей через насос, т.е. разность удельных энергий жидкости при выходе из насоса и при входе в него. Полезная мощность насоса - мощность, сообщаемая насосом подаваемой рабочей жидкости и определяемая произведением давления насоса и его подачи. Отношение полезной мощности к мощности, потребляемой насосом, называют коэффициентом полезного действия (кпд) насоса. Эта величина характеризует все потери в насосе, складывающиеся из объемных и гидромеханических потерь. Каждая из этих потерь характеризуется соответствующими кпд. Объемный кпд учитывает внутренние пе-ретечки жидкости из полости нагнетания в полость всасывания и наружные утечки из корпуса через зазоры. Механический кпд учитывает потери, возникающие при вращении и взаимном перемещении деталей насоса, гидравлический кпд - потери давления, возникающие при движении по внутренним каналам насоса. Полный кпд насоса равен произведению объемного, гидравлического и механического кпд. [c.37]

Известны следующие параметры р"1=12 МПа, "1=550 °С Р1=11 МПа 1= 540 °С Р1=9 МПа рг=40 гПа. Коэффициент полезного действия относительный внутренний турбины Т) о1=0,85, насоса Т1 о =0,90, механический Т1м=0,96, электрогенератора Т1т= =0,97. Теплота сгорания топлива СРв=30 ООО кДж/кг. Коэффицишт полезного действия парового котла т]п.к=0,92. [c.156]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...