Кавитационный расчет насосов

КАВИТАЦИОННЫЙ РАСЧЕТ НАСОСОВ [c.94]

КАВИТАЦИОННЫЙ РАСЧЕТ НАСОСОВ 9Г> [c.95]

Схема кавитационного расчета насоса заключается в следующем. [c.140]

Кавитационный расчет лопастных насосов [c.234]

В подразд. 4.3 была рассмотрена кавитация, возникающая в местных гидравлических сопротивлениях при высоких скоростях движения жидкости. Аналогичное явление может происходить и в лопастных насосах (обычно на входе в насосное колесо). В этом случае из-за вьщеления паров и растворенных газов нарушается нормальная работа насоса, возникает характерный шум, а также падают его эксплуатационные показатели (напор, подача, мощность и КПД). Во избежание кавитации в гидросистеме после выбора насоса проводят его проверочный (кавитационный) расчет. [c.234]

КАВИТАЦИОННЫЙ РАСЧЕТ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ [c.190]

Кавитационный расчет всасывающего трубопровода насоса. [c.7]

Из решения уравнения (4.35) можно определить значения чисел кавитации, соответствующие границе области устойчивости. Расчеты зависимостей параметров и В2 от числа кавитации показали, что могут быть два значения числа кавитации, при которых выполняется условие на границе устойчивости (4.35). Большее значение соответствует достаточно высокому входному давлению, при котором зарождается неустойчивость, меньшее — входному давлению, при котором автоколебания прекращаются и которое в большинстве случаев близко к давлению кавитационного срыва насоса. [c.125]

При расчетах, результаты которых приведены в разд. 10.1 и 10.2, использовалась кавитационная функция насоса в виде (10.8а), полученная на основании обработки экспериментальных данных при работе насоса в режиме развитых автоколебаний, причем в эту функцию входит суммарный объем кавитационных каверн, а не объем каверн в проточной части насоса. [c.300]

Исходной величиной для гидравлического расчета всасывающего трубопровода центробежного насоса является допустимая максимальная величина вакуума, при которой отсутствуют в насосе кавитационные явления. [c.126]

После того как найдены все величины, по уравнению Бернулли определим давление во всасывающей камере насоса. Результаты расчета также заносим в табл. 79. Необходимо обратить внимание на то, что протяженность всасывающей гидролинии в экскаваторе ЭО-4124 составляет примерно 0,5 м, а в задании указано 2 м. Это сделано умышленно, для того, чтобы студент в результате расчета убедился в огромном влиянии протяженности всасывающего трубопровода на кавитацию в аксиально-поршне-вых насосах. При небольшой длине этого трубопровода кавитационный режим не выявится. [c.316]

В работе [1] приведены графики для расчета поправочных коэффициентов, учитывающих изменение вязкости жидкости. На рис. 4.2 представлены типовые характеристики центробежного насоса (штриховой линией показаны срывные характеристики в кавитационном режиме). [c.56]

Однако практически во всех случаях приемлемые значения кавитационных параметров необходимо знать предварительно. Эта информация должна входить в исходные данные для расчета, В то же время кавитационные процессы, происходящие в сложных гидравлических системах, какими являются насосы и турбины, не поддаются теоретической обработке. В связи с этим до настоящего времени определение параметров, характеризующих степень развития кавитации, производится в основном экспериментально в лабораторных условиях с последующим пересчетом или непосредственно на натурной машине. [c.54]

Расчет лопастных насосов кавитационный 215, 216 Реверс подачи насосов 311 Регулирование скорости гидропривода с помощью изменения рабочего объема гидродвигателя 313 [c.375]

По другой методике расчета параметров шнека, наиболее опасными участками в кавитационном отношении считают наруж-яьш диаметр шнека и наибольший диаметр входных кромок лопаток колеса. Должна обеспечиваться бескавитационная работа насоса при наступлении кавитационного режима работы шнека или одновременность срывов шнека и центробежного колеса [c.191]

На основе линейного приближения проанализированы условия, приводящие к самовозбуждению автоколебаний. Показано влияние на устойчивость системы динамических свойств топливоподающею тракта, кавитационных явлений в насосах, динамических характеристик двигателя. Изложены методы расчета границ устойчивости. [c.2]

Настоящая книга состоит нз двух глав. Первая глава посвящена изучению условий самовозбуждения продольных автоколебаний корпуса, иными словами — мягким режимам потери устойчивости. Особое внимание в этой главе уделяется методам расчета границ устойчивости и влиянию на устойчивость динамических свойств трубопроводов, двигателя и кавитационных явлений в насосах. Во второй главе рассмотрены автоколебания и ряд других нелинейных эффектов, обусловленных кавитационными явлениями в трубопроводах. [c.3]

Результаты расчетов параметров В и В2 для различных режимов работы насосов показали, что с уменьшением расхода через насос модули упругости кавитационных каверн и кавита- [c.25]

В заключение отметим, что предложенная здесь модель кавитационной каверны и формула (3.10) для расчета объема относятся к режимам работы шнеко-центробежных насосов без обратных токов. В то же время условие самовозбуждения колебаний (3.8) и формула для определения частоты колебаний (3.7) остаются в рамках рассмотренной квазистационарной струйной модели кавитационных колебаний без изменений применительно и к режимам с обратными токами. В этом случае параметры и В2 должны определяться с учетом влияния обратных токов на зависимость объема кавитационных, каверн от входного давления (давления перед зоной обратных токов) и расхода через насос. [c.79]

На рис. 3.13, 3.14 представлены результаты расчетов (по уравнению (3.16) границ областей устойчивости системы в плоскости параметров В2—-61, штриховые линии показывают траекторию перемещения рабочей точки при изменении входного давления для различных значений коэффициента режима и частоты вращения вала насоса. С увеличением коэффициента режима д (с уменьшением угла атаки) устойчивость системы повышается уменьшается диапазон существования кавитационных автоколебаний по входному давлению. С уменьшением частоты вращения вала насоса устойчивость также повышается. [c.85]

Для исследуемых высокооборотных шнеко-центробежных насосов были выполнены расчеты потребных и располагаемых кавитационных запасов [46], которые показали, что центробежное колесо насоса № 1 работает в бескавитационном режиме, а для центробежного колеса насоса № 2 потребный кавитационный запас превышает располагаемый даже для условий зарождения кавитации и, следовательно, центробежное колесо насоса № 2 в области входа работает в режиме частичной кавитации. [c.102]

Таким образом, конструктивные параметры шнека оказывают суш ественное влияние на частоту кавитационных колебаний. В связи с этим теоретические модели кавитационных колебаний, которые в явном виде не учитывают конструктивных параметров шнека, не могут быть использованы для расчетов параметров кавитационных колебаний и динамических характеристик шнеко-центробежных насосов. [c.108]

Как показывает опыт, при расчетах изменения во времени объема кавитационной полости по уравнению (5.1) требуется высокая точность определения расходов Ql ( ), t) на входе и выходе из насоса. [c.137]

На рис. 6.3 представлены результаты расчетов контура кавитационной каверны с учетом и без учета потерь энергии при входе жидкости в межлопастные каналы шнека для различных давлений на входе в насос, которые показывают, что [c.175]

Результаты расчета границ областей устойчивости системы питающий трубопровод — насос (для насоса № 2) в плоскости параметров кавитационное сопротивление В — кавитационная упругость Bi, проведенного по уравнениям (6.59), (6.60) без [c.191]

Расчеты, проведенные при = О и /к. ш 0> показали, что постоянная времени кавитационной каверны не оказывает заметного влияния на мнимую часть импеданса (кривая 2), а следовательно, и на собственные частоты колебаний жидкости в системе питающий трубопровод — насос . [c.236]

Кавитационный расчет насоса проводится обычным методом. Принимая КПД насоса Лн = т1ступ> находим [c.193]

Максимально допустимое значение вакуума обычно указывается в заводской кавитационной характеристике насоса. Эта величина зависит от конструктивных особенностей насоса, рода и температуры перекачиваемой жидкости. Для обеспечения нормальных условий работы насоса необходимо, чтобы расчетное значение вакуума было меньше или равно допустимому. (Метод расчета всасывающей линии порш1невого насоса здесь не рассматриваем. Благодаря неустановившемуся движению расчет при поршневом насосе отличается от расчета при центробежном насосе. В поршневом насосе на всасывание, кроме элементов всасывающего трубопровода, оказывают влияние число двойных ходов поршня и инерция всей массы жидкости во всасывающем трубопроводе.) [c.126]

При проведении кавитационного расчета по формуле (16.17) определяют существующий кавитационный запас на входе в насос. Из справочньк данных или с использованием формулы (16.18) находят значение критического кавитационного запаса. Последнее значение позволяет определить допустимый запас напора и сравнить его с существующим кавитационным запасом. [c.235]

При расчете одновального ТНА угловая скорость вала насоса горючего известна из расчета насоса окислителя. Потребное значение кавитационного коэффициента быстроходности для насоса горючего Серп, пт р определяется по угловой скорости. Для насоса с односторонним входом эта величина определяется по формуле (3,146), Если окажется, что Ссрв, потр не превышает 4000, то насос можно проектировать с односторонним входом. Если Ссрв, потр превышает указанное значение, следует остановиться на насосе с двусторонним входом. [c.349]

К числу основных параметров насосов относятся подача, рабочий объем, вакуумметрическая высота всасывания, давление нагнетания, напор, крутящий момент, мощность, эффективный, объемный и механический к. п. д. Взаимосвязь этих параметров выражается при помощи напорной и кавитационной характеристик. Подачей (производительностью, расходом) насоса называется объем рабочей жидкости, нагнетаемый насосом в единицу времени. При расчетах преимущественно используется средняя подача, выражаемая в л/мин и реже в см 1мин, дм кек, л/сек и м 1ч. Различают теоретическую (расчетную, геометрическую) и фактическую (полезную) подачу. Величина теоретической подачи определяется конструкцией и размерами насоса в дальнейщем для каждого типа насоса приводится формула для определения средней величины теоретической подачи. При расчетах иногда бывает удобно пользоваться величиной средней теоретической подачи на один оборот, называемой рабочим объемом насоса [c.124]

Решетки профилей. Кавитационное обтекание решетки пластин было рассмотрено Бетцем и Питерсоном [5] и применено к расчету крыльчаток насосов Гонгвером ). Эта теория может быть распространена на случай периодического расположения криволинейных препятствий (решетку дужек), изображенных на рис. 75, a a). Для расчета течения применим параметризацию, описанную в п. 7, и отобразим область течения через решетку на бесконечнолистный единичный полукруг [c.188]

Наиболее изученной формой кавитации в насосах является струйное кавитационное обтекание лопаток шнека. Аналитическим исследованиям подобных течений посвящен ряд публикаций, берущих свое начало от работ Страплинга Л. Б. и Акоста А. И. [93, 94]. В работах [9, 104] теория струйного обтекания лопаток шнека была применена для расчета упругости кавитационных каверн в насосах ЖРД. По предложенной методике была рассчитана упругость кавитационных каверн в насосах двигателей J-2, F1 и Н1 (всего шесть насосов) ракеты Сатурн-5 . Сопоставление расчетных и экспериментальных данных осуществлялось путем сравнения собственных частот колебаний жидкости в трубопроводах. Из приведенных в работе графиков видно, что экспериментальные значения упругости существенно превышают (в подавляющем числе случаев на порядок и более) расчетные. В работе указывается, что одной из причин столь значительного расхождения расчетных и экспериментальных значений упругости является, по всей вероятности, наличие дополнительных кавитационных каверн, не рассматриваемых в модели струйных кавитационных течений. Кон- [c.58]

Сложность, разнообр>азие форм и недостаточная изученность кавитационных явлений в насосах не позволяет в настоящее время рекомендовать какой-либо общепризнанной методики расчета податливости кавитационных каверн в насосах. [c.59]

Рассмотренные часные случаи позволили установить влияние бщ, Р1, ш на коэффициент усиления насоса. В общем случае при использовании этой модели кавитационных колебаний расчет комплексных коэффициентов усиления насоса должен производиться по выражению (8.43). [c.247]

Фазовый сдвиг между колебаниями давлений бр1 и бр2ш, как показали расчеты, определяется тангенсом угла наклона касательной к зависимости напора шнека от расхода через насос. С уменьшением входного давления 5ш уменьшается и при достаточно больших амплитудах колебаний объема кавитационных каверн среднеинтегральное значение может изменить знак. Этим и объясняется уменьшение фазового сдвига между колебаниями бр и брзш с понижением входного давления (см. рис. 8.27). [c.261]

На рис. 8.34, 8.35 приведены результаты расчетов входного импеданса насоса на базе нестационарной модели кавитационных колебаний [система уравнений (8.62)—(8.66)]. Из анализа представленных результатов следует, что на режимах без обратных токов q = 0,47 и 0,54) разработанная теория не только объясняет основные характерные особенности рассматриваемой динамической характеристики насоса, но и позволяет получить удовлетворительное количественное согласование. В частности, наблюдается удовлетворительное согласование модуля входного импеданса насоса в диапазоне частот 3-ь45 Гц. Заметим, что определяющее влияние на входной импеданс насоса оказывают кавитационные каверны, расположенные в проточной части шнека. При достаточно высо- [c.265]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...