Гидравлические потери в рабочих колесах

Гидравлические потери в рабочих колесах [c.28]

Для выяснения причин снижения к. п. д. при уменьшении напора были проведены исследования с помощью цилиндрических зондов диаметром 4,5 мм структуры потока на входе (на расстоянии 6 мм от входной кромки лопасти) и на выходе (на расстоянии 10,0 мм, от выходной кромки лопасти) рабочего колеса при Н = 9- 16 Л и проведены измерения гидравлических потерь в рабочем колесе и в отсасывающей трубе и в подводящем тракте (при Я = 9-к 13,6 м и т ма1(с). На основании полученных экспериментальных данных установлено, что поток на выходе из рабочего колеса отклоняется в значительной степени от осевого направления в процессе уменьшения напора от 16 до 9 м. Снижение к. п. д. при уменьшении напора происходит в основном за счет возрастания потерь в отсасывающей трубе и подводящем тракте (см. табл. 1-1). Из табл. 1-1 видно, что при изменении Я от 9 до 12 л изменение т)г достигает 1,9%, причем за счет рабочего колеса всего 0,2%. [c.42]

Тихоходные центробежные насосы (50 < и, < 80) развивают большой напор и имеют малую производительность. Колесо сильно вытянуто в радиальном направлении (большого диаметра) с малой шириной проходов, малый диаметр на входе все это обусловливает большие гидравлические потери в рабочем колесе. [c.221]

При выводе основного уравнения центробежного насоса принимается, что гидравлические потери в рабочем колесе отсутствуют и рабочее колесо имеет бесконечно большое число лопастей. Поэтому можно считать, что жидкость, протекающая в каналах рабочего колеса, состоит из элементарных струек, форма которых строго соответствует форме каналов, ограниченных лопастями, а скорость во всех точках каждого живого сечения одинакова. [c.68]

Потенциальный напор расходуется частично на гидравлические потери в рабочем колесе. Эти потери не могут быть компенсированы динамическим напором, так как скорости на выходе из рабочего колеса и на входе в него определяются геометрией колеса и канала и режимом работы насоса, и от гидравлических потерь в рабочем колесе не зависят. Гидравлические потери в колесе уменьшают перепад давления на нем. Оставшаяся после преодоления сопротивления рабочего колеса часть потенциального напора (перепад давления на рабочем колесе) частично расходуется на преодоление гидравлического сопротивления канала меридиональному потоку (продольному вихрю), а частично составляет напор Яц.б который в основном соответствует перепаду давления, вызванному центробежными силами, действующими на жидкость в канале. Гидравлическое сопротивление канала меридиональному потоку главным образом обусловлено [c.13]

Из гидравлических потерь в рабочем колесе выделим потери Р1а образование вихрей на входе. Эти потери сильно зависят от режима работы насоса близки к пулю при безударном входе и увеличиваются при отклонении от этого режима. Гидравлические потери при входе в рабочее колесо приближенно можно определить по формуле [18] [c.38]

Коэффициент гидравлических потерь в рабочем колесе зависит от режима работы насоса, так как при разных режимах работы различен угол атаки на входе в колесо и, следовательно, размеры вихревой зоны, образующейся за входной кромкой лопаток, и распределение скоростей по сечению межлопаточного канала- Однако эта зависнмость, по-видимому, невелика. [c.39]

Коэффициент Ср-г к изменяется от 1,35 при нулевой подаче до 3,51 при Q// // = 0,45. Приняв, что у насоса СЦЛ-20-24 гидравлические потери в рабочем колесе и на преодоление меридиональной составляющей сил трения па стенке канала приблизительно одинаковы и что р = 0,9, /См = 0,7, получим график Ah 2g u , изображенный на рис. 37 штриховой линией. Отклонение расчетной характеристики от опытной у насоса СЦЛ-20-24 больше, чем у насоса СВП-80. Возможные причины этого следующие. [c.68]

При наличии продольного вихря разность пьезометрических напоров на входе в колесо и на выходе из него, создаваемая центробежными силами в канале, равна сумме потенциальной части полезного напора колеса турбины [этот напор соответствует перепаду давления на рабочем колесе (между точками 1 и 2 меридионального сечения колеса на рис. 106) нри отсутствии гидравлических потерь в рабочем колесе], и потерь, обусловленных меридиональной составляющей сил трения жидкости о стенки канала и гидравлических потерь в рабочем колесе. [c.171]

Гидравлическое сопротивление 7/ обычно имеет индуктивный характер, поскольку согласно принятым допущениям тепловыми потерями в рабочем колесе, обусловленными силами вязкости, будем пренебрегать [c.84]

Гидравлические потери. Третьим видом потерь энергии в насосе являются потери на преодоление гидравлического сопротивления подвода, рабочего колеса н отвода, или гидравлические потери. Они оцениваются гидравлическим КПД i]r, который равен отногаению полезной мощности насоса ТУц к мощности N (см. рис. 2.5). Согласно уравнениям (2.2), (2.5) и (2.)) [c.160]

Из рис. 2.16 следует, что у рабочих колес с радиальными и изогнутыми вперед лопатками канал между последними получается коротким и с большим углом расширения, вследствие чего гидравлические потери в них значительно больше, чем в колесах с лопатками, изогнутыми назад. [c.173]

Второе допущение, которое было принято при выводе основного уравнения центробежного насоса, состояло в исключении из расчета гидравлических потерь энергии, которые имеют место при движении потока через насос. Эти гидравлические потери обусловлены вихреобразованием при движении жидкости в рабочем колесе, недостаточно плавным входом потока на рабочее колесо (потери на удар при входе) и, наконец, трением жидкости о лопасти. [c.241]

Для уменьшения гидравлических потерь в пределах проточной части рабочего колеса должно обеспечиваться плавное изменение относительных скоростей от W до w% что достигается постепенным уменьшением кривизны лопастей к выходу. Число лопастей рабочего колеса определяется из условия получения каналов достаточной длины при наименьшем стеснении потока на входе. В результате обследования работы центробежных [c.244]

Чтобы избавиться от указанных недостатков и облегчить применение ЭЦВМ, выведем уравнения для определения составляющих скорости трехмерного пространственного потока в системе ортогональных криволинейных координат. Для решения задачи считаются заданными угловая скорость вращения насоса o форма проточной части гидротрансформатора в меридиональном сечении геометрия лопастных систем рабочих колес, определяемая радиусами Д, углами Р, 7 и ф (рис. 40) распределение меридиональной составляющей абсолютной скорости за одним из колес режим работы, характеризуемый передаточным отношением напор, создаваемый насосом, и расход в проточной части, определяемые предварительно расчетом по средней линии гидравлические потери в проточной части число лопастей в рабочем колесе. [c.93]

Основными факторами, усложняющими исследования рабочего процесса турбины при таких режимах, являются наличие на выходе из рабочего колеса потока гидравлического торможения и повышение гидравлических потерь в проточной части. [c.281]

Остановимся па первой группе особенностей. Определение гидравлических потерь в турбомашинах — наиболее сложный и наименее разработанный вопрос теории их работы. Анализ его возможен только на основе обобщения экспериментальных исследований. Для осевых гидромашин потери энергии в рабочем колесе можно представить структурно аналогично профильным потерям в прямой плоской решетке профилей. Если все потери представить в виде [c.283]

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]

К. и. д. показывает, какая доля потребляемой мощности используется в насосе полезно. Остальная часть мощности затрачивается на преодоление следующих потерь а) механических — на трение в подшипниках, сальниках и на трение вращающихся деталей о жидкость б) объемных — на вредные перетоки через уплотнения из камеры нагнетания в камеру всасывания рабочего колеса, перетоки между ступенями и на утечки через гидравлическую пяту (см. ниже) и в) гидравлических — на преодоление гидравлических сопротивлений на всасывании, в рабочем колесе, на нагнетании и в направляющем аппарате. [c.39]

Гидравлические потери в проточной части рабочих колес трансформаторов разбиваем на [c.28]

Для расчета потерь на трение в рабочем колесе насоса определяем средний гидравлический радиус межлопаточных каналов рабочего колеса [c.117]

Результаты испытаний показывают, что при наличии надежных уплотнений между рабочим колесом и сопловым аппаратом и соответствующих перекрыш чем меньше осевой зазор, тем меньше гидравлические потери в ступени турбины. Кроме того, с уменьшением осевого зазора уменьшаются потери на трение закрученного потока об ограничивающие его поверхности. Поэтому при проектировании турбин стремятся уменьшать осевой зазор между лопаточными венцами насколько это позволяет конструктивное выполнение и условия обеспечения надежной работы турбины в условиях эксплуатации. [c.168]

Аналогично можно показать, что гидравлические потери в решетке рабочего колеса (т. е. между сечениями 1—1 и 2—2) связаны с коэффициентом с соотношением [c.78]

Согласно (2.50) гидравлические потери в решетке профилей рабочего колеса равны [c.129]

При этом располагаемый теплоперепад в рабочем колесе должен определяться, строго говоря, с учетом действительного состояния газа на входе в рабочее колесо р.к= 1 — 2 ад (см. рис. 5.5). Однако вследствие сравнительно небольшого уровня гидравлических потерь в сопловом аппарате практически можно считать Яр.к = = Чад— 2ад, т. е. Яр.к = Я—Яс.а, где Яс.а = f o —г 1ад — располагаемый теплоперепад в сопловом аппарате. [c.192]

Колесо выполняется литым из стали, чугуна, бронзы или других материалов. Для обеспечения более благоприятных условий течения жидкости в каналах между лопатками, а также для уменьшения гидравлических потерь в колесе каналы, как правило, изготовляются с плавным контуром поворотного участка и рабочих лопаток, а также с уменьшением ширины по мере увеличения радиуса (конические колеса). [c.108]

Полуосевые п. = 250 -ь 500 = 1,4 0,9). Уменьшить отношение D D до значения, близкого или меньшего едппицы, можно только в том случае, еслн выходную к])ои ку лопаток наклонить к осп. Кроме того, наклон выходио) кромки обеспечивает более плавную форму лопатки, что уменынает гидравлические потери в рабочем колесе. Чтобы получить на разных струйках, имеющих разный диаметр выхода, одинаковый напор, приходится лопатку выполнять двойной кривизны не только на входе, но и на выходе. [c.183]

Рабочие процессы в проточной части действительного компрессора протекают с потерями. Гидравлические потери в камере всасывания связаны с несовершенством организации подвода газа к колесу. Гидравлические потери в рабочем колесе обусловлены поворотами потока газа, трением при течении газа в межлопаточном пространстве, а также ударом на входе потока в колесо. При изменении количества протекающего воздуха изменяется относительная скорость IV1, и треугольник скоростей деформируется (рис. 8.8,6). При подводе потока также возможны некоторые отклонения направления относительной скорости w от направления кромки лопатки, в результате чего появляется окружная составляющая скорости фис. 8.8,6). Отнощение ср = lJu - коэффициент закрутки на входе, в среднем для вентиляторов ф = 0,3, для компрессоров ф=0,15. Потери в диффузоре состоят из потерь на трение и вихреоб-разование. [c.305]

Из графика видно, что на оптимуме (q, = = 1100 Aj ex) суммарные гидравлические потери в рабочем колесе и направляющем аппарате (составляющие 7% от напора) оказываются равными потерям во всасывающей, трубе, а при перегрузке (qJ=2000 л сек потери всасывающей трубы почти в 6 раз больше, чем в рабочем колесе и направляющем аппарате, и достигают 20% от напора. [c.304]

Проведенные в последуюш,ие годы В. И. Поликовским (1935—1937) и М. И. Невельсоном (1937,1946) теоретические и, в основном, экспериментальные исследования позволили установить более строгие зависимости между различными аэродинамическими параметрами потока в проточной части вентилятора и уточнить значения отдельных коэффициентов в расчетных формулах. Был создан метод расчета центробежных вентиляторов, который давал надежные результаты для широкого класса распространенных в то время центробежных машин. Он получил в литературе название метода ЦАГИ и был опубликован М. И. Невельсоном в 1954 г. В результате проведенных исследований было установлено, что в межлопаточных каналах рабочих колес с загнутыми вперед лопатками, вогнутость которых обраш ена в сторону враш ения колеса, возникают сильна развитые отрывные вторичные течения, которые приводят к большим гидравлическим потерям в рабочем колесе. У колес с лопатками, загнутыми назад, течение в межлопаточных каналах на режимах, близких к режиму максимального значения кпд т)тах, почти безотрывное, что приводит к уменьшению потерь давления в колесе и увеличению кпд центробежной ступени Ь целом. Поэтому в конце сороковых начале пятидесятых годов-вентиляторы с такими лопатками, у которых величина "Птах достигала 80%, начинают широко использоваться взамен вентиляторов с лопатками, загнутыми вперед, имевших распространение в тридцатых годах, у которых величина Птах пе превышала 70%. [c.850]

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 выходе из колеса скорость жидкости меньше скорости жидкости в канале. При смешении жидкости, выходящей из колеса, с жидкостью, текущей по каналу, ее окружная скорость увеличивается. Смешение жидкостей сопровождается гидравлическими потерями, составляющими часть потерь вихревого рабочего процесса. К этим же потерям относятся потери иа преодоление мерид1юнальной составляющей сил трения на стейке канала и гидравлические потери в рабочем колесе. [c.171]

Для определения меридиональной скорости авторы схемы расчета рассмотрели равновесие жидкости и баланс энергии на элементе канала и колеса. При этом было принято, что гидравлические потери складываются лишь из потерь на преодоление окружной и меридиональной составляющих сил трения на стенке канала и потерь в рабочем колесе. В действительности в канале имеются также значительные потери энергии на вихреобразование при интенсивном перемешивании частиц жидкости, выходящей из рабочего колеса с разными скоростями. Аналогично потерям при слиянии потоков с разными скоростями эти потери почти не влияют на касател. ные напт)яже-иия на стенке канала. Неучет этих потерь является основной ошибкой расс.матриваемой с.х емы расчета насоса. [c.70]

Ее принято называть гидравлической. Энергия, переданная рабочим колесом единице веса проходящей через иего жидкости, называется теоретическим напором Н . Он больше напора Н насоса на величину гидравлических потерь ha при течеиии жидкости в рабочих органах иасоса [c.159]

Увеличение быстроходности, связанное с уменьшепнем п -пора, ведет к уменьшению выходного диаметра рабочего колеса = 2,5 -i- 1,4), Дли умеиыпоиня гидравлических потерь на входе в рабочее колесо, значение которых в общем балансе энергии возрастает по мере уменьшения напора насоса, входной участок лопаток выполняется двойной кривизны. Выходной участок имеет цилиндрическу ю фо рму. [c.183]

При выводе уравнении (376) нами были сделаны два допущения 1) наличие > рабочего колеса бесконечного числа лопастей 2) отсутствие гидравлических потерь энергии в рабочем колесе насоса. Эти допущения приводят к тому, что теоретический напор, определяемый по формуле (376), оказывается больше напора, развиваемого рабочим колесом насоса. Причиной этого является неравномерность распределения скоростей в ка-.налах между лопастями рабочего колеса в результате вращательного движения жидкости и различие относительных скоростей по обе стороны лопасти. [c.240]

Нарушение соосности йасоса и привода, при этом насос не пускается в работу насос не засасывает жидкости (причиной этого могут быть засорение фильтрующей сетки, попадание воздуха в насос, неисправность обратного клапана на всасывающей линии насоса и т. д.) насос при полном открытии напорной задвижки не дает необходимой подачи (это может быть следствием засорения напорной магистрали, а также увеличения гидравлических потерь в насосе при его износе, засорении или повреждении рабочего колеса, падении напряжения электропитания двигателя) повышенные вибрации, удары и шумы могут возникнуть вследствие засорения или неравномерного износа лопастей рабочих колес, кавитации, слабого крепления подводящей и отводящей магистрали и других причин.. [c.201]

Питательная вода из деаэратора поступает во входной патрубок насоса. Пройдя через полуспиральный подвод, предназначенный для создания условий, наиболее благоприятных для обтекания потоком вращающегося вала, вода поступает в рабочее колесо первой ступени. В питательных насосах необходимо получить максимальное приращение потенциальной энергии давления, поэтому жидкость после рабочего колеса поступает в лопаточный отвод, в диффузорных каналах которого происходит превращение части кинетической энергии в потенциальную. Затем вода поступает к рабочему колесу второй ступени. Вода движется по каналам проточной части с больщими скоростями (40—60 м/с). Следовательно, эти каналы должны иметь благоприятную в гидравлическом отнощении форму и гладкую поверхность для уменьшения гидравлических потерь. Минуя последнюю ступень, вода поступает в пространство между наружным и внутренним корпусами, а оттуда в нагнетательный выходной патрубок. [c.227]

Во втором и третьем разделах изложены основы математического моделирования режимов соответственно идеализированного и реального ЦН в координатах действительных чисел (скалярная модель). На базе модифицированного уравнения Эйлера предложена схема замещения насоса, которая состоит из гидравлического источника - аналога электродвижущей силы с постоянным гидравлическим сопротивлением (импедансом). Для учета конечного числа лопастей в рабочих колесах, наличия объемных, гидравлических и механических потерь схема дополняется соответствующими нелинейными сопротивлениями. Расчет параметров этой схемы по конструктивным данным машины ведется в системе относительных единиц, где базовыми приняты номинальные параметры ЦН. На основании уравнений Кирхгофа для схемы замещения записана система нелинейных уравнений равновесия расходов и напоров ЦН, решение которой позволяет построить рабочие характеристики ЦН и оптимизировать его конструктивные параметры. Рассмотрен также вопрос эквивалентирования многопоточных и многоступенчатых насосов одноступенчатой машиной с колесом с односторонним входом. [c.5]

Действительный процесс сжатия воздуха, сопровождающийся гидравлическими потерями, условно можно изобразить некоторой политропой, расположенной правее изЬэнтропы — линия 1—3. Линия 1—2ад изображает адиабатный процесс сжатия в рабочем колесе, а линия 2—5ад — в НА. Действительные процессы сжатия воздуха в этих элементах соответствуют линиям 1— 2 и 2—3. Отношение адиабатического подогрева воздуха в ступени компрессора (АГад = Т зап. — Ti) к действительному подогреву (АТ = Гд — Т- называется адиабатическим КПД ступени [c.36]

Процесс расширения газа в ступени турбины в i—S координатах показан на рис. 9.6. Точка Iq на этом рисунке соответствует состоянию газа на входе в сопловой аппарат турбины. Линия г о—кая изображает адиабатный (изоэнтропный) процесс расширения газа в ступени турбины. Она соответствует процессу расширения газа при отсутствии гидравлических потерь и теплообмена с внешней средой. Действительный процесс расширения газа, сопровождающийся гидравлическими потерями и теплообменом, условно можно изобразить некоторой политропой, расположенной правее изоэнтропы (линия /о—ц). Линия t o— изображает адиабатный процесс расширения газа в сопловом аппарате, а линия —12ад — в рабочем колесе. Действительные процессы расширения газа в этих элементах соответствуют линиям 1ц—i l и i—i.,. [c.144]

В одной центробежной ступени при равных значениях окружной скорости на внешнем диаметре колеса можно получить значительно большее повышение давления воздуха, чем в осевой ступени, благодаря благоприятному эффекту действия центробежных сил в направлении движения воздушного потока в рабочем колесе. Но в то же время (в отличие от осевой ступени) ее диаметр намного превышает диаметр входа в колесо, определяемый, в основном, потребным объехмным расходом воздуха. Кроме того, поворот потока в колесе из осевого направления в радиальное и последующий обратный поворот в направление, близкое к осевому, в выходном канале (или в самом диффузоре) приводят к повышенным гидравлическим потерям. [c.47]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...