Рабочий процесс вихревых насосов

Рабочий процесс вихревых насосов [c.227]

Рабочий процесс вихревого насоса состоит в следующем. Лопатки рабочего колеса захватывают жидкость из бокового пространства и отбрасывают ее е периферий колеса. Вследствие этого во вращающемся колесе с двусторонним расположением ячеек и в окружающем колесо канале образуется пара продольных вихрей, как показано на рис. 17.1 стрелками. Это приво 1,ит к непрерывному обмену частицами жидкости между ячейками и каналом, в процессе которого и происходит передача энергии от колеса к жидкости. [c.247]

Рабочий процесс вихревого насоса [c.3]

РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ВИХРЕВОГО НАСОСА [c.13]

Опыты немецкого ученого К- Риттера [21, 1] показали, что давление вдоль канала вихревого насоса постепенно увеличивается в направлении от всасывающего окна к напорному по линейному закону. При перекрытии пластинкой части канала па поверхности соприкосновения с колесом напор, создаваемый насосом, уменьшается, причем на перекрытом участке канала почти никакого изменения давления не наблюдается. Эти опыты показали, что в канале происходит передача энергии от рабочего колеса жидкости. Назовем процесс, в результате которого происходит эта передача энергии, вихревым рабочим процессом. В насосах открытого типа гидравлическая мощность передается жидкости в результате не только вихревого рабочего процесса (мощность Nъ), но и лопастного процесса, происходящего при переходе жидкости из всасывающего отверстия через рабочее колесо в канал (мощность Л/л). В насосах открытого типа с глухим каналом на участке нагнетания при переходе жидкости из канала через рабочее колесо в напорное отверстие возникает турбинный эффект, в результате которого часть энергии жидкости возвращается рабочему колесу. В этом случае под мощностью N следует понимать разность мощности, переданной жидкости вследствие насосного лопастного процесса на участке всасывания, и мощности, возвращенной рабочему колесу благодаря турбинному эффекту ка участке нагнетания. В насосе закрытого типа Л л = 0. [c.7]

Вихревые насосы принято относить к насосам трения, однако по своему рабочему процессу и свойствам они близки также к центробежным (лопастным) насосам. [c.236]

Рабочие процессы, происходящие в импеллерах указанных типов, сходны для создания противодавления используются силы инерции жидкости, увлекаемой во вращение. По другому принципу работает радиально-вихревой импеллер (рис. 12.42, Э), в котором используется эффект турбулентного трения жидкости между наклонными лопатками на корпусе и на импеллере. Его рабочий процесс сходен с процессами лабиринт-но-винтового уплотнения (см. подразд. 12,2), Для создания противодавления можно использовать также принцип действия вихревого насоса с полукруглыми лопатками и каналами, расположенны- [c.421]

Чтобы определить гидравлическую мощность вихревого рабочего процесса Л ,, рассмотрим равновесие жидкости в канале. На рис. 5 изображена развертка сечения канала цилиндром, соосным насосу. На жидкость, находящуюся в канале, действуют силы давления Р и Р на сечения входа в капал и выхода из него, окружная составляющая сил трения жидкости о стенку канала Ти и силы Гк, с которой рабочее колесо действует на жидкость в канале. Учитывая, что моменты скоростей жидкости во входном и выходном сечениях канала практически одинаковы, получим момент сил, с которыми рабочее колесо действует на жидкость в канале [c.8]

Распространено мнение, что перенос жидкости в ячейках колеса из области нагнетания в область всасывания, который происходит в области перемычки, ведет к большим потерям энергии. Ошибочность такого мнения следует из уравнения (5), согласно которому КПД вихревого рабочего процесса не зависит от объема межлопаточного пространства, и, следовательно, от расхода жидкости, переносимой в ячейках колеса. Это подтверждается также многочисленными опытами. Расход жидкости через сечение проточной полости насоса равен сумме расходов по каналу и по колесу. Насос передает энергию всей этой жидкости. В области перемычки силы, действующие на лопатки колеса, направлены в сторону его вращения. Следовательно, здесь жидкость, перетекающая из области нагнетания в область всасывания, полностью возвращает свою энергию рабочему колесу. [c.11]

Вихревой насос был разработан в 1920 г. почти одновременно в Германии (открытого типа) и США (закрытого типа). Первые исследовательские работы по вихревым насосам были проделаны немецким ученым К. Риттером [21, 1], который разработал следующую гипотезу вихревого рабочего процесса. Опыты показывают, что вихревой насос способен сообщать энергию протекающей через него жидкости только при достаточно малых подачах, при которых средняя окружная составляющая скорости жидкости в канале меньше окружной скорости рабочего колеса. При этом центробежные силы, действующие на частички жидкости в канале, меньше, чем в колесе. Из-за разности центробежных сил возникают кольцевые токи (продольный вихрь) (рис. 7). Жидкость на пути от всасывающего до [c.11]

Рассмотрим характеристику вихревого насоса. Пусть подача насоса Q = Fu. При этом окружная составляющая скорости жидкости в канале равна окружной скорости рабочего колеса. Жидкость в колесе и канале вращается как одно целое с одинаковой окружной скоростью. Силы, вызывающие продольный вихрь, отсутствуют, и он не образуется. Следовательно, при 0 = Ри теоретический напор вихревого рабочего процесса равен нулю, [c.15]

Уравнение (14) даст возможность определить теоретический напор вихревого рабочего процесса //т.в. Напор насоса меньше Ят.в из-за гидравлических потерь, обусловленных окружной составляющей сил трения жидкости о стенку канала и гидравлических потерь в подводе и отводе. [c.43]

Из уравнения (6) следует, что КПД вихревого рабочего процесса пе изменяется при совершенствовании конструкции насоса, если объемные КПД 110 и По.ь- при этом не изменяются. Уменьшение сопротивления продольному вихрю (уменьшение коэффициентов потерь в рабочем колесе и на преодоление меридиональной составляющей сил трения жидкости [c.44]

Опытная проверка гипотезы рабочего процесса и схемы расчета вихревого насоса [c.45]

Доказано [6], что формулы пересчета критического кавитационного запаса одинаковы для насосов, у которых рабочие органы вращаются или рабочий процесс цикличный. Следовательно, для вихревых насосов как открытого, так и закрытого типов справедлива формула пересчета [c.102]

При движении ячейки колеса находящийся в ней газ сжимается, что приводит при отсутствии утечек газа (идеальный рабочий процесс) к уменьшению его объемного расхода. При этом расход жидкости в канале, равный расходу газа, также уменьшается. Чем меньше расход жидкости в канале, тем больше интенсивность продольного вихря и тем больше энергия, передаваемая рабочим колесом жидкости. Поэтому при одинаковом объемном расходе в сечении всасывающего патрубка напор вихревого насоса при работе на газе должен быть больше, чем при работе на капельной жидкости (при идеальном рабочем процессе), и идеальная характеристика насоса, работающего на газе, должна лежать выше характеристики иасоса, рабо тающего на капельной жидкости (рис. 63). В действительности характеристика насоса при работе на газе значительно ниже характеристики насоса при работе на капельной жидкости, поскольку утечки газа значительно больше утечек капельной [c.118]

Для определения полезной мощности вихревого рабочего процесса Л п.в запишем уравнение моментов сил, действующих на жидкость в канале, относительно оси насоса (рис. 104) [c.173]

Замедление роста цикловых подач топлива, безусловно, приведет к чрезмерной затяжке переходного процесса, так как быстрое увеличение частоты вращения ротора турбокомпрессора возможно только при быстром увеличении теплосодержания газов перед турбиной за счет роста температуры и давления перед турбиной. Увеличение давления газов перед турбиной в переходном процессе, особенно при системе наддува с постоянным давлением в выпускном коллекторе, происходит медленно, так как зависит от давления и расхода наддувочного воздуха, а для их увеличения требуется в свою очередь увеличение частоты вращения ротора турбокомпрессора. Тот факт, что турбина и компрессор работают при переходных процессах на нерасчетных режимах, а следовательно, с низкими к. п. д., усугубляет замедление роста давления наддува. В то же время низкий коэффициент избытка воздуха определяет значительный рост температуры газов перед турбиной и увеличение давления перед турбиной, опережающее рост jOg, что ведет к уменьшению отношения pjp т, а в результате к ухудшению рабочего процесса за счет ухудшения продувки и уменьшения вихревого движения в цилиндре. Радикального улучшения качества переходных процессов только за счет связи топливоподачи с давлением наддува без мероприятий по улучшению воздухоснабжения достигнуть невозможно. Более перспективно направление, предусматривающее регулирование с двумя управляющими воздействиями на рейку топливного насоса и величину заряда в цилиндрах двигателя. [c.258]

Таким образом, рабочий процесс вихревого насоса сопровождается неизбежными бол аппмп потерями энергии. Большая величина этих потерь обусловли1 ает низкий КПД вихревого насоса. [c.227]

ГИПОТЕЗЫ РИТТЕРА И ШМИДХЕНА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ВИХРЕВОГО НАСОСА [c.11]

Рабочий процесс вихревого насоса неизбежно связан с большими потерями энергии, оцениваемыми КПД вихревого рабочего процесса. Таких неизбежных потерь в лопастных насосах нет. При совершенствовании конструкции лопастного насоса КПД в оптимальном режиме приближается к 100%. Имеются центробежные насосы с КПД, превышающем 90%. В то же время никакое совершенствование конструкции вихревого насоса не может поднять кривую КПД выше кривой г) т] .кг1р. (см. рис. 6). Следовательно, рабочий процесс вихревого насоса принципиально отличен от рабочего процесса лопастного насоса. Гипотеза Риттера неверна и методы расчета вихревого насоса, построенные на основании этой гипотезы, ошибочны. Однако основная идея о возникновении продольного вихря правильная и весьма плодотворная для дальнейших исследований. [c.12]

Из описания рабочего процесса вихревого насоса и схемы его расчета следует, что интснсивиость продольного вихря, а зиачит, и напор насоса определяются гидравлическим сопротивлением, оказываемым продольному вихрю. Коэффициент ьр-г и этого сопротивления может быть найден только экспериментально. Поэтому вихревые насосы принпипияльно отличаются от других насосов значением роли эксперимента в схеме теоретического расчета. Для других насосов, папример центробежных, возможен чисто теоретический приближенный расчет, основанный на изучении движения и.деальной жидкости через рабочие органы насоса. Эксперимент только уточняет этот расчет- У вихревого насоса такой чисто теоретический расчет невозможен, так как если пренебречь гидравлическим сопротивлением продольному вихрю, то его интенсивность увеличивается до бесконечности и, следовательно, до бесконечности возрастет напор насоса. В этом основная трудность разработки теоретического метода расчета вихревого насоса. [c.44]

Рассмотрим подробнее рабочий процесс вихревого насоса с периферийным каналом. Покажем, что у такого насоса возникает продольный вихрь. Если продольный вихрь образовался, то окружная составляющая скорости жидкости на выходе из рабочего колеса больше, чем на входе в него. Центробежные силы, действующие на частицы жидкости в половине канала, примыкающей к выходной части кромки лопаток, больше, чем в половине канала, примыкающей к входной части кромки. Следовательно, центробежные силы способствуют возникновению продольного вихря. Последний образуется, если напор, обусловливающий возникновение вихря и равный Ядот-г- цб, положителен. Потенциальный напор колеса насоса с периферийным каналом [c.79]

Из рассмотренного следует, что рабочие процессы вихревых и лопастных насосов различны, однако вихревые hu o i>i имеют р. иого общею с лопастными (простота и сходство конст])укцни, высокие частоты вращеш1я, сходность характеристики и д ).). [c.228]

Кроме того, в насосе непосредственно действует давление вращающихся лопаток на жидкость—перепад давлений на передней и задней стенках лопаток (рис. 14.25). При вращении колеса цоток жидкости с большой скоростью выходит из межлопаточных каналов колеса 1 и смешивается с медленно текущим потоком в кольцевом канале корпуса 2. Процесс перемешивания этих двух потоков сопровождается передачей энергии жидкости рабочим колесом. Вихревой насос, целесообразно применять при относительно малых расходах и высоких напорах (ориентировочно до = 40 ч-50). [c.177]

Положим в основу теории вихревых насосов следующую гипотезу рабочего процесса. Рабочее колесо вихревого насоса работает аналогично колесу центробежного насоса, засасывая жидкость из внутренней части канала и нагнетая во внешнюю. В результате возникает продольный вихрь. При прохождении жидкости через рабочее колесо в вихревом насосе, как и в центробежном, увеличиваются кинетическая энергия жидкости (увеличивается ее скорость) и потенциальная энергия давления. Следовательно, теоретический напор Ят, сообщаемый жидкости при прохождении через рабочее колесо, равен сумме динамического Ядин и потенциального Япот напоров (рис. 8). [c.13]

На рис. 6 показана зависимость ПоЛо.к Пр.и от подачи насоса Q г]оТ1о T.iip п= 1,0 при Q = Fu. Ниже будет показано, что при такой подаче теоретический напор вихревого рабочего процесса Ят.в равен нулю, напор насоса, его полезная мощность и полный [c.10]

Таким образом, вихревой рабочий процесс сопровождается неизбел<ными большими потерями энергии, оцениваемыми КПД вихревого рабочего процесса. Большие потери обусловливают низкий КПД вихревого насоса. [c.10]

Согласно уравнению (6) при постоянной подаче увеличение-потерь из-за увеличения зазора в уплотнениях канала и перемычки приводит к увеличению КПД вихревого рабочего процесса. Это объясняется тем, что увеличение утечек приводит к увеличению расхода жидкости по каналу, благодаря чему изменяется весь рабочий процесс насоса. Согласно уравнению (5) увеличение расхода по каналу Рк ведет к изменению рабочего процесса, при котором КПД вихревого рабочего процесса увеличивается. (Зднако при этом напор насоса снижается, что приводит к уменьшению гидравлической мощности насоса, увеличению доли потерь энергии, которые не учитываются уравнением (5), и, следовательно, к уменьшению общего КПД насоса. [c.11]

У насосов с периферийным каналом обмен энергией между колесом и жидкостью в канале отсутствует, если жидкость в канале движется с постоянным моментом скорости = кол- кол ч-кол — окружная скорость колеса на наружном радиусе Якол- Следовательно, теоретический напор вихревого рабочего процесса равен нулю при Q < Ри. Обычно разница между 7 кол и / ц.т мала, и приближенно Ят.в = 0 при [c.16]

У тихоходных насосов теоретическая характеристика обычно. крутопадающая (см. рис. 39). При этом теоретический напор вихревого рабочего процесса иа подачах, близких к Q = Pu, возрастает при уменьшении подачи медленно и гидравлические потери на входе и выходе, а также на преодоление окружной составляющей сил трения на стенке канала сильно уменьшают подачу, при которой Я = 0, Теоретическая характеристика быстроходных насосов обычно пологая, изменение напора при подачах, близких к Q = Pu, велико и гидравлические потери мало уменьшают Qmax по сравнению с Ри. [c.16]

Рассмотрим кривую мощности характеристикн вихревого насоса закрытого типа. У этих насосов N, = 0 и гидравлическая мощность равна мощности, передаваемой жидкости в результате вихревого рабочего процесса. Согласно уравнению (2) [c.16]

Испытание подтвердило, что нри подаче Q = Fu напор А/г, с( здаваемый в результате вихревого рабочего процесса, близок к нулю. Небольшая отрицательная величина напора А/1 получившаяся при этой подаче, объясняется гидравлическими потерями на преодоление окружной составляющей сил трения па стенке канала. При подачах Q>Fu насос работает в турбинном режиме. Жидкость иоступает в рабочее колесо на его перифе-рш1 с окружной скоростью, большей окружной скорости рабочего колеса. При прохождении жидкости по колесу ее окружная скорость уменьшается. При этом на лопатках возникают силы, направленные в сторону вращения колеса. [c.52]

При подаче Q>0 (насосный режим) у.меньшение подачи ведет к увеличению напора. При отрицательной подаче, равной для насоса СВН-80—(0,5. .. 0,6)/ г/, происходит резкий срыв напора вихревого рабочего процесса, который сопровождается резким уменьшением интенсивности продольного вихря и при дальнейшем снижении подачи его полным уничтожением (ом. рис. 29). Срыв напора объясняется взаимодействием продольного и поперечных вихрей. Чем больше интенсивность поперечных вихрей, тем больше гидравлические потери в рабочем колесе, а следовательно, больше сопротивление, оказываемое продольному вихрю, и меньше его интенсивность. С увеличением интенсивности продольного вихря (меридиональной скорости жидкости) уменьшаются угол атаки на входе на лопатки рабочего колеса и интенсивность поперечных вихрей. Уменьшение подачи ведет к увеличению угла атаки на входе в колесо и, следовательно, увеличению интенсивности поперечных вихрей. Это приводит к уменьшению интенсивности продольного вихря, что увеличивает интенсивность поперечных вихрей. При малой интенсивности поперечных вихрей, т. е. при достаточно большой подаче насоса, этот процесс быстро сходится. Однако при их большой интенсивности сходимость замедляется, и в конце концов процесс из сходящегося превращается ъ расходящийся. При этом происходит полное уничтожение продольного вихря. Передача энергии жидкости поперечными вихрями происходит значительно менее эффективно, чем продольным. Поэтому унич- [c.52]

На входном участке насоса (от всасываюндего патрубка до сечения В на рис. 25) папор Н создается главным образом в результате лопастного рабочего процесса. У рабочего колеса насоса СВН-80 угол )2л меледу выходным элементом лопатки и отрицательным направлением окружной скорости вращения рабочего колеса немного больше 90° (лопатки имеют серпообразное сечение). Подкрутка потока, создаваемая подводом, мала. При этом теоретический напор входного участка должен быть при изменении подачи почти постоянным (точнее, долл<ен немного увеличиваться с увеличением нодачи). Опыт хорошо подтверждает это (см. рис. 31). При отрицательных подачах характер зависимости напора Н от подачи на входном участке такой же, как п напора A/i, передаваемого жргдкости в канале при 0>Q>—0,8Fi/, напор Н увеличивается при уменьшении подачи. в интервале —0,8f >Q> — , Fu уменьшается, при Q< < — , Fu снова увеличивается. Это объясняется тем, что напор на входном участке частично создается в результате вихревого рабочего процесса. [c.54]

Расчет выполняют по расчетной струйке, делящей расстояние от оси продольного вихря до стенки канала в отношении 2 1. Методика вычисления координаты оси продольного вихря в работе Г. Энгельса не приведена. Расчетным является уравнение (14), в котором принято dQ df = Qм f. Окружная составляющая скорости жидкости на выходе из колеса определена по общей теории лопастных насосов. Окружная составляющая скорости жидкости на входе в колесо ии вычислена ио формуле (13), которая не подтверждается опытом. Расход по каналу принят равным подаче насоса, что недостаточно корректно. Расход меридионального потока Qм определен нз баланса энергии в насосе. Гидравлическая. мопцюсть вихревого рабочего процесса [c.69]

Формулы пересчета лопастных насосов но законам подобия справедливы для всех гидравлических машин (насосов и двигателей), у которых рабочие органы вращаются или рабочий процесс цикличный [б. Поэтому, как и для лопастных насосов, критерием подобия режимов работы вихревых насосов является коэффициент быстроходиостн, который у вихревых насосов изменяется для рабочего режима в пределах /г = 4. .. 40. [c.90]

При подаче Q = Fu теоретический напор вихревого рабочего процесса равен нулю и на насосных режимах 0< Q< Fu (см. подразд. 4), поэтому для рабочего режихма насоса [c.91]

Опишем цикл предлагаемой установки изображенный на Т, S-н Р, i — диаграммах (рис. 8.20). В предлагаемой установке в вихревой трубе происходит сепарация конденсата — жидкой фазы хладагента и отвод части несконденсировавшегося газа. Как уже отмечалось, вихревая труба выполняет роль конденсатора и расширительного устройства с переохладителем. После процесса охлаждения 2"—2 рабочее тело через завихритель 13 подается в вихревую трубу 3 в виде интенсивно закрученного вихревого потока. В процессе энергоразделения повышается температура у периферийного потока, перемещающегося от соплового ввода за-вихрителя 13 к крестовине 7. Температура периферийных масс газа на 30—50% выше исходной. Этот факт и высокий коэффициент теплоотдачи от подогретых масс газа к стенкам камеры энергетического разделения 14 приводит к интенсификации теплообмена и уменьшению потребной поверхности теплообмена у конденсатора, а, следовательно, обеспечивает уменьшение его габаритов и металлоемкости. В приосевом вихре, имеющем пониженную температуру за счет расширения в процессе дросселирования и вследствие реализации эффекта Ранка, происходит конденсация. Образовавшиеся капли влаги отбрасываются центробежными силами на периферию. Часть конденсата вытекает через кольцевую щель 18 в конденсатосборник, а другая уносится потоком и вытекает через кольцевое коническое сопло 9 в камеру сепарации 4. По стенкам камеры сепарации жидкая фаза хладагента стекает и отводится в испаритель 10. Из испарителя 10 жидкая фаза прокачивается насосом 11 через охлаждаемый объект 12, охлаждает его и возвращается в испаритель 10. Из испарителя 10 паровая фаза через сопло 17 поступает в вихревую трубу в центральную ее часть в область рециркуляционного течения и через коническое кольцевое сопло 9 выбрасывается в се-парационную камеру 4, откуда в виде паровой фазы всасывается вновь в компрессор 1, сжимается до необходимого давления и вновь возвращается через теплообменник 2 на вход в вихревую трубу 3. По межрубашечному пространству 16 между камерой энергоразделения 14 и кожухом 15 циркулирует охлаждающая [c.397]

При осуществлении рабочего цикла по схеме, показанной на рис. 5.6, б, цилиндр заполняется воздухом (впуск), который сжимается. В конце процесса сжатия в цилиндр насосом высокого давления через фореунку под высоким давлением впрыскивается топливо. При впрыскивании оно мелко распыливается и перемешивается с воздухом в цилиндре. Этому также способствует вихревое движение воздуха. Частицы топлива, соприкасаясь с горячим воздухом, испаряются, образуя горючую смесь. Таким образом, процесс смесеобразования происходит только внутри цилиндра, поэтому такие двигатели называются двигателями с внутренним смесеобразованием или дизелями. Воспламенение смеси при работе этих двигателей происходит в результате высокого сжатия воздуха до температуры, несколько превосходящей температуру самовоспла- [c.227]

Вихревой венец монтируется вдоль края боковой поверхности центробежного рабочего колеса, прилегающего к направляющему аппарату, который принимает поток от данного колеса. Ячейки вихревого венца осуществляют воздействие на перекачивае.мую жидкость, дополнительное к центробежному. В результате этого воздействия жидкость получает добавочную кинетическую энергию, которая преобразуется в напор и складывается с давлением, создаваемым центробежной частью рабочего колеса. При этом в вихревой зоне происходит интенсивный процесс диспергирования, что повышает устойчивость работы насоса при перекачке нефтеводогазовых смесей. [c.91]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...