Насос объемные потери

Объемный расход Q гидромотора всегда больше, чем идеальный расход Q , так как в отличие от насоса объемные потери гидромотора направлены в ту же сторону, что и основной поток жидкой среды. Поэтому объемный КПД гидромотора выразится следующим образом [c.109]

Если же рабочая точка лежит на участке D (точка R ), то в этом диапазоне давлений регулятор подачи изменяет рабочий объем насоса, а следовательно, соответственно изменяются теоретическая подача насоса и его характеристика. Новое значение теоретической подачи Q регулируемого насоса можно получить графически, если через точку R провести линию Л Л/параллельно АС (см. рис. 19.2, в). При этом считают, что при изменении рабочего объема регулируемого насоса объемные потери в нем не меняются. [c.272]

Объемный к. п. д. насоса. Объемные потери в насосе характеризуются объемным к. п. д., который показывает, насколько фактическая производительность QJ) насоса отличается от теоретической (геометрической) (< ), и представляет собой отношение фактической производительности к теоретической [c.130]

Подача — отношение объема жидкости, подаваемой насосом в напорный трубопровод, ко времени, измеряется обычно, м ч, м /с или л/с. Идеальная подача насоса — сумма подачи и объемных потерь насоса. [c.191]

Утечки воды через уплотнения приводят к некоторому уменьшению производительности насоса Q, создавая так называемые объемные потери, которые учитываются объемным к. п. д. [c.242]

С учетом объемных потерь, оцениваемых объемным к. п. д. насоса действительная средняя подача шестереночного насоса определяется по формуле [c.349]

Сумма подачи и объемных потерь насоса [c.124]

Наличие утечек, или объемных потерь, также уменьшает действительный напор, развиваемый насосом. Подробнее это будет проанализировано ниже. [c.144]

Действительная подача (209) насоса зависит от давления, так как с увеличением последнего растут объемные потери. Поэтому действительная напорная характеристика [c.161]

Отложения асфальтов являются причиной повышения усилий, необходимых для перемещения золотников, поршней, плунжеров. Жидкость должна иметь необходимые вязкостные свойства. Вязкость можно рассматривать, как сопротивление жидкости течению или как величину ее внутреннего трения. С вязкостью связаны объемные потери (утечки) в насосах, гидромоторах, регулирующей И защитной аппаратуре, потери на трение. [c.9]

Идеальная подача насоса Q — представляет собой сумму подачи и объемных потерь насоса. [c.107]

Насос объемного гидропривода с дроссельным регулированием (рис. 13.13) развивает давление Рн. = Ю МПа и постоянную подачу, при которой максимальная частота вращения вала гидромотора п = 2200 мин- . Определить потери мощности из-за слива рабочей жидкости через гидроклапан при частоте вращения вала гидромотора 1 = 1500 мин , если рабочий объем гидромотора V[c.185]

Реальный неидеализированный центробежный насос (РЦН) в отличие от ИЦН характеризуется конечным числом лопастей Кл в рабочих колесах, наличием объемных потерь рабочей жидкости в уплотнениях и в байпасах, гидравлическими и механическими потерями энергии. [c.25]

В насосе энергия (мощность) подводится к УТ-Я в виде механического потока N[f. Здесь часть мощности теряется на объемные потери (поток Q. Оставшаяся мощность отводится в виде гидравлического потока [c.34]

Объемный к. п. д. На рис. 1.12, а представлен СП насоса при наличии в нем только объемных потерь. Имеем следующий процесс преобразования энергии. Механический поток Н подводится к УТ-а, где он полностью преобразуется в гидравлический по- [c.36]

Рис. 1.12. СП гидростатической машины при наличии только объемных потерь а — насоса б — двигателя

Рис. 1.12. СП <a href="/info/484246">гидростатической машины</a> при наличии только <a href="/info/108801">объемных потерь</a> а — насоса б — двигателя

Нагрузочная характеристика определяется опытным путем при вращении вала насоса со скоростью, соответствующей максимальной мощности двигателя для разных давлений на выходе. С увеличением давления растут объемные потери и производительность насоса уменьшается. Точка а на кривой Q h соответствует работе насоса на расчетном давлении приводной двигатель при этом развивает максимальную мощность. Дальнейшее увеличение давления до будет сопровождаться работой двигателя по внешней характеристике, т. е. уменьшением скорости вращения вала насоса. [c.53]

Наименьший коэффициент регулирования зависит от объемных потерь в насосе при давлении р = р у, [c.289]

Редуктор—зубчатую передачу от гидродвигателя к валу нагрузки принимаем, учитывая объемные потери от утечки по 4% для насоса и гидродвигателя. Получаем требуемое передаточное отношение замедления у редуктора [c.460]

Объемные потери в насосе в среднем составляют 4%, т. е. г б = 0,96. В некоторых случаях в отдельно стоящем насосе эти потерн могут составить и большую величину, поскольку система [c.19]

При неодинаковой нагрузке поршней / и // гидродвигатели ГД работают не только как счетчики-дозаторы, но и как гидро-двигатели, помогая друг другу преодолевать нагрузку более нагруженного исполнительного поршня. При ничтожной нагрузке одного из поршней давление масла на выходе гидродвигателя второго поршня может быть получено почти вдвое больше давления масла, поступающего от общего насоса Н. Однако при этом возрастают объемные потери в гидродвигателях. [c.287]

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]

Различают эффективную и теоретическую регулировочные характеристики насоса. Эффективная характеристика определяется только полезным расходом жидкости, потребляемым дроссельным приводом. Теоретическая характеристика, кроме того, учитывает объемные потери в насосе и дополнительный расход, необходимый для управления золотником дроссельного привода с помощью гидроусилителя. [c.386]

Большие энергетические преимущества дроссельного привода с насосом регулируемой производительности, которые выражаются в малых потерях мощности и высоком к. п. д., в конечном счете, дают значительные весовые, экономические и эксплуатационные преимущества. Рассматривая к. п. д. золотника с учетом объемных потерь (утечек и перетечек) ib золотнике, запишем формулу для определения полного к. п. д. в таком виде [c.392]

Рис. 6.29. График изменения к. п, д. золотника с насосом регулируемой производительности при учете объемных потерь

Износ стенок камер и торцовых кромок лопастей рабочих колес вследствие щелевой кавитации у осевых машин и разрушение наносами деталей уплотнений у центробежных насосов и радиально-осевых гидротурбин сопровождается увеличением протечек, что, увеличивая объемные потери, также приводит к уменьшению к. п. д. [c.11]

В центробежных насосах с большим напором и относительно малой подачей снижение к. п. д., вызываемое разрушением выходных кромок лопастей рабочего насоса и увеличением объемных потерь из-за износа уплотнений, также приводит к перерасходу электроэнергии или к частым заменам рабочих органов для обеспечения рабочих параметров насоса. [c.16]

Таким образом, основная мощность, развиваемая гидромашинами, циркулирует от насоса в виде энергии потока рабочей жидкости к гидромотору и от него в виде механической мощности возвращается к насосу. Затраты энергии приводными машинами стенда сводятся к компенсации потерь энергии циркулирующего потока мощности. Высоконапорный насос стенда компенсирует объемные потери в гидромашинах, а приводной электродвигатель — гидромеханические потери. Поскольку к. п. д. объемных гидромашин велик, установочная мощность приводов стенда составляет 10—30% от полной мощности одной испытываемой гидромашины. [c.151]

Объемные потери. Рассмотрим o67jeMHKe потери в одноступенчатом насосе. Жидкость, выходящая из рабочего колеса в количестве в основном поступает в отвод Q) и, следовательно, в напорный патрубок насоса, и частично возпрахцается в подвод через зазор в уплотнении 1 между рабочим колесом и корпусол насоса (утечка q , рис. 2.6). Энергия жидкости, возврап],ающейся в подвод, теряется. Эти потери называются объемными. Утечки обусловлены тем, что давление на выходе из рабочего колеса больше, чем в подводе. [c.159]

Подобно тому, как это принято для лопастных насосов, для объемных насосов различают гидравлический rjr, объемный т]о и механический т) КПД, учитывающие три врща потерь энергии гидравлические — потери напора (давления), объемные — потери на перетекание жидкости через зазоры, и механические — потери на тренио в механизме насоса [c.275]

Графическая зависимость Q = / (ф) насоса называется графиком подачи. На рис. 11.5 представлены такие графики подачи. Из них видно, что подача насоса неравномерна. Это вызывает гидравлические удары, опасные вибрации и неравномерность движения исполнительных органов машин. Поэтому стремятся выровнять график подачи, приблизив его к прямой Q p. определяемой как сторона прямоугольника, равновеликого по площади фигуре под полусинусоидами. Расчетным путем (без учета объемных потерь) Q(,p определяется по уравнению (11.1). [c.163]

Подача. Подачей называется количество жидкости, подаваемой насосом в единицу времени в напорный трубопровод. Различают объе.чную V (m V ) и массовую М (кг/с) подачу. Очевидно, что М pV. Теоретическая объемная подача насоса V. = Fw,.p, где F — площадь живого сечения потока. Полезная подача насоса V = УтЦ(, всегда меньше теоретической на величину объемных потерь (утечек и перетечек через пеплотности и т. д.), которые учитываются объемным КПД насоса п,, (см. ниже). [c.306]

Объемные потери обусловлены наличием зазоров между рабочими органами и корпусом насоса, через которые часть жидкости А1/ перетекает из области высокого в область низкого давления. Объемная подача I/ насоса уменьшается, в то время как расход через рабочее колесо будет К + ДУ. Об .емиые потери насоса ДУ (ДМ)) учитываются объемным КПД насоса [c.313]

В замкнутых гадросистемах А и Б поток жидкости от насоса поступает в рабочую камеру гидромотора, а от него во всасывающий патрубок насоса. В напорной линии возможны внутренние утечки жидкости (объемные потери), для восполнения которых предназначена система подпитки В. Насос 2 подает рабочую жидкость в клапанные короб-Ю1 10 и 11. В зависимости от того, какие линии в закрытых гидросистемах А и Б являются слгпшыми, туда и направляется поток от насоса 2 через обратные клапаны 15 и 16. Предохранительные клапаны 12 и 13 предназначены для защиты от перегрузок закрытых гидросистем, а клапан 14 — системы подпитки В. [c.108]

Под рабочим объемом роторной гидромашпны (насоса) объемного действия (или гидромотора) понимают суммарное изменение объема рабочих камер за один оборот вала гидромашины. Иными словами, рабочий объем численно равен количеству рабочей жидкости, которую подает насос за один оборот вала при отсутствии объемных потерь, а для гидромотора рабочий объем равен количеству жидкости, которую необходимо подать в гидромотор, чтобы последний совершил один оборот при отсутствии объемных потерь. [c.32]

Действительной производительностью насоса называют количество рабочей жидкости, подаваемой насосом при определенных значениях давления и вязкости, числа оборотов ротора и при прочих параметрах, блняющих на утечки жидкости (объемные потери) в насосе. [c.32]

Объемные потери рабочей жидкости в насосе в т]о раз уменьшают его роизБодительпость. В гидромоторе объемные потери уменьшают скорость его вращения по сравнению с расчетной. Как установлено ранее, потери на утечки в объемной гидромашине при прочих равных условиях не зависят от скорости вращения, следовательно, при росте производительности насоса с увеличением скорости вращения объемный к. п. д. возрастает. [c.34]

Определить мощность, потребляемую насосом объемного гидропривода с дроссельным регулированием (рис. 13.12), потери мощности из-за слива Ma via через гидроклапан И КПД гидропривода, если усилие на штоке гидроцилиндра 7 = 63 кН, потери давления 13 напорной гидролинии при движении поршня вправо = 0.2 МПа, расход масла через гидроклапан — 1,55 л/мин, объемный и механический КПД гидроцилиндра tIo = 1. iIm = КПД насоса т)ц = = 0,80. Диаметр поршня D = 125 мм, диаметр штока d = 63 мм. Дроссель настроен на пропуск расхода iQflp = 12 л/мин. Утечками масла в гидроаппаратуре пренебречь. [c.184]

Гидравлические потери мощности и к. п. д. идеального золотника при л Хт и = oHst исслбдованы в работе [112]. Дополнительно следует отметить, что, кроме гидравлических потерь, в золотнике имеют место также значительные объемные потери в виде утечки и перетечки жидкости. С учетом этих потерь к. п. д. золотника с насосом постоянной производитель- [c.367]

Объемные потери вызваны тем, что не вся вода, подводимая к гидромашине, проходит через рабочее колесо. Часть воды протекает мимо колеса у центробежных насосов и радиальноосевых турбин — через уплотнения у ободов, у осевых насосов и поворотнолопастных турбин — через торцовые зазоры у камеры и втулки рабочего колеса. Эти утечки AQ приводят к уменьшению полезного расхода машины Q. Величина объемного к. п. д. определяется из соотношения [c.10]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...