Выбор параметров насоса

Выбор параметров насоса [c.226]

Особенно важное влияние на виброактивность оказывает величина подпора на всасывании, с уменьшением которой ухудшаются кавитационные качества насосов. Это обстоятельство должно учитываться как при выборе расчетных параметров насосов, так и при установлении требований по ограничению их уровней вибрации. [c.178]

В машине должен быть осуществлен рациональный выбор параметров рабочего процесса, выбор формы и геометрии взаимодействующих элементов ротора и статора с точки зрения обеспечения минимальности динамических составляющих сил их взаимодействия. Так, например, в насосах с помощью этих мероприятий можно существенно снизить лопастную гармонику, а в электромашинах — зубцовую . [c.449]

При выборе типа насосов и двигателей для гидростатических силовых передач транспортных машин учитывается ряд параметров, характеризующих гидростатическую машину. [c.133]

Выбор параметров работы эталонного насоса, вообще говоря, не имеет существенного значения, так как сказывается только на значении числового множителя. [c.423]

ВЫБОР ОСНОВНЫХ УЗЛОВ и ПАРАМЕТРОВ НАСОСА I77 [c.177]

Однако опыт показывает, что даже при самом оптимальном выборе параметров наблюдается неравномерность подачи, вызываемая деформацией деталей насоса и сжатием жидкости в рабочих его камерах при переходе их из полости всасывания в полость нагнетания. Для уменьшения влияния последних факторов в некоторых конструкциях этих насосов профиль статора на участках, описанных большим радиусом, выполняется таким образом, что при переносе рабочей камеры из полости всасывания в полость нагнетания осуществляется незначительное сжатие жидкости (преднамеренная компрессия), что способствует снижению пульсации давления жидкости. [c.213]

Выбор рабочих параметров насоса. Для обеспечения герметичности насоса расстояние между соседними всасывающим и нагнетательным окнами (размер перевальной перемычки) должно быть несколько больше, чем наибольшее возможное расстояние между концами двух соседних пластин в положении их на этой перемычке. [c.214]

Таким образом, благодаря различным конструктивным выполнениям узла уплотнений вала, широкому выбору материалов насосных частей и применению нескольких чисел оборотов для одного и того же типоразмера насоса, относительно небольшое количество моделей насосов Стандарт (по размерам) удовлетворяет широкие запросы потребителей как по условиям работы, так и по параметрам насосов. [c.50]

Питательные электронасосы работают при температуре до 150° С, а турбонасосы — при температуре пара около 500° С и несколько выше для котлов со сверхвысокими параметрами. Насосы характеризуются постоянной вибрацией при работе, что должно быть учтено при выборе конструкции изоляции. На турбонасосах необходимо применять наиболее эффективные теплоизоляционные материалы и изделия. [c.18]

Площадь большой полости цилиндра /- б так же, как и в однощелевой системе, определяется выбором величины т, равной 0,4- -0,5. Сопоставление фиг. 12 и 11 показывает, что для двухщелевой системы остается в силе та же принципиальная зависимость точности работы системы от величины т, которая справедлива и для однощелевой системы. В то же время из фиг. 14, 15 и 16 видно, что и для двухщелевой системы величина т = 0,4ч-0,5 является наивыгоднейшей и по параметрам насоса, и по величинам быстрых ходов гидросуппорта. [c.177]

Подпиточные насосы. Производительность подпиточного насоса определяется по расходу воды на горячее водоснабжение (при открытом водоразборе) с учетом утечек тепловой сети (обычно 0,5— 1,0% количества воды, циркулирующей в системе). Напор подпиточных насосов определяется суммой пьезометрического напора обратной тепловой сети, разностью отметок подпиточного насоса и тепловой сети и сопротивлением трассы. Выбор подпиточных насосов из числа выпускаемых отечественными заводами производится в соответствии с требуемыми параметрами. [c.293]

Изложенный в главе И материал представляет собой основу для выполнения необходимых расчетов при конструировании узлов и деталей гидравлических шестеренных насосов.В главе И1 рассматриваются вопросы практического применения теоретических исследований при расчетах геометрических параметров насосов. Вместе с тем здесь рассматриваются методы необходимых прочностных расчетов и определения оптимальных конструктивных форм, а также выбор материалов и некоторые вопросы технологии изготовления деталей шестеренных насосов. Подробно освещены вопросы конструирования всех основных деталей роторов, валов, опор, корпусов и уплотнений, а также вопросы, связанные с расчетами систем канализации жидкости, гидравлической компенсации торцовых зазоров и нагрузок на опоры валов. [c.77]

Рассмотренные в данном разделе различные типы замкнутых подсистем терморегулирования с изменением агрегатного состояния хладагента на основе тепловых насосов могут быть использованы в системах обеспечения теплового режима космических аппаратов. Однако конкретные условия их применения, выбор, параметров, схем и типов хладагентов требуют всесторонней научной, конструкторской и экспериментальной проработки. [c.122]

При выборе допускаемых значений этих параметров можно руководствоваться приведенными выше рекомендациями. Поскольку вал насоса обычно непосредственно соединяется с валом приводного двигателя, частота вращения вала насоса выбирается в соответствии с данными двигателя. При выборе величины рабочего давления исходят из требований компактности и допустимого веса насоса с учетом допустимого предела объемного КПД насоса. Выбором значений частоты и давления определяются все остальные параметры насоса. [c.91]

Гидродинамические колебания обусловлены волновыми процессами, кавитацией и турбулизацией рабочей жидкости. Величина шума здесь зависит от энергетических параметров насоса и гидросистемы, динамики привода,. правильности выбора и монтажа аппаратуры и трубопроводов, наличия воздуха и воды в рабочей жидкости. [c.73]

Выбор осуществляется по номинальному давлению и подаче насосов. Распределитель по параметрам подходит P .25 (см. табл. 42) с двумя рабочими, одной напорной и одной сливной секцией. Выбираем блок предохранительных клапанов типоразмера 64600 (см. табл. 56). Дроссели с обратным клапаном типоразмера 62800 (см. табл. 62). [c.295]

В газотурбинных ГПА системы охлаждения предназначены главным образом для охлаждения масла смазки подшипников, предельная температура которых обычно не превышает 348 К. Основные параметры системы охлаждения зависят от количества тепла, отбираемого от масла, а это определяет подачу циркуляционных насосов, выбор диаметра трубопроводов и размеры теплообменников (масло—вода, масло—воздух, вода—воздух). Требования, предъявляемые к теплообменникам, заключаются в том чтобы в жаркое время года температура масла на входе в турбину после охлаждения его в теплообменнике не превышала допустимой для данного типа турбины. В зимнее время, особенно в условиях Севера, масло может охлаждаться ниже допустимого предела работа турбины будет при этом неустойчивой, так как доступ масла к трущимся поверхностям затруднен. [c.126]

Анализ представленной экспериментальной осциллограммы показывает, что в системе при разгоне и торможении возникают динамические процессы, вызывающие значительные пиковые давления. Во время открывания в полости между насосом и реверсивным золотником возникает пиковое давление 1, связанное с опережением включения нагрузки насоса по отношению к началу открывания проходного сечения реверсивного золотника, величина этого пика определяется временем опережения и характеристикой предохранительного клапана. В начальный период разгона жидкость попадает в напорную полость цилиндра, через малое проходное сечение закрытого в предыдущем цикле осевого дросселя, что ухудшает условия разгона, а после начала перемещения поршня и до полного открытия проходного сечения дросселя вызывает непроизводительные потери напора. В процессе разгона в напорной магистрали возникают колебания жидкости, проявляющиеся на осциллограмме в колебаниях давлений 7 и 5. При торможении клапана в полости между осевым дросселем и поршнем возникает пиковое тормозное давление 4, почти вдвое превышающее номинальное давление насоса, что объясняется несовершенным конструктивным решением тормозного устройства и неудачным выбором закона изменения его проходного сечения в функции перемещения поршня. Существующий тормозной режим не обеспечивает плавного и точного подхода клапана к конечному положению. Во время торможения масса жидкости в сливной магистрали за осевым дросселем продолжает движение по инерции, что приводит к разрыву сплошности жидкости. Характер изменения исследуемых параметров при разгоне и торможении во время закрывания клапана аналогичен, а изменение их величин определяется переменой активных площадей поршня, на которые воздействует напорное и тормозное давление. [c.138]

Нормальная работа всасывающих фильтров типа S и F гарантируется при скорости рабочей жидкости в подводящем трубопроводе, не превышающей 1,2 м/с, и вязкости 32 сСт. Выбор оптимального параметра всасывающей трубы в зависимости от производительности насоса и допустимой скорости осуществляется по номограмме, представленной на рис. 56. [c.156]

С X ема регенеративного подогрева питательной воды определяется на основе общих требований высокой надежности и экономичности принятым типом турбогенераторов, температурой питательной воды котельного агрегата, системой деаэрации и схемой включения деаэратора, типом и параметрами регенеративных подогревателей и питательных насосов. Выбор температуры питательной воды при регенеративном ее подогреве на установках с отечественным оборудованием определяется стандартом, приведенным в табл. 30 и 32. [c.190]

Таким образом, эффективное использование новых параметров пара и надежность ПТУ зависели от ряда факторов от решения проблем прочности и эрозии, от выбора принципиальной схемы проточной части и размеров последней ступени, от уровня нагрева питательной воды и качества питательных насосов, от способов регулирования расхода пара и теплового состояния ЦВД, от совершенства уплотнений и клапанов и др. При таком обилии факторов обоснованно решить проблему в целом было возможно только сравнением проектных вариантов энергетического оборудования на уровне эскизных [c.16]

Всего в программе около 20 итерационно уточняемых параметров. По одним из них (А, Гвых ТS — температура насыщения и т. д.) число итераций невелико, циклы небольшие. При нахождении других (Z)r, вх — температура на входе в турбину низкого давления, бр и т. д.) циклы включают расчет всей схемы, где в свою очередь имеются меньшие циклы, поэтому для таких параметров весьма важно задание хорошего исходного приближения. Для определения температуры теплоносителя на выходе из нагревателя газа, температуры жидкости на выходе из насоса, расходов газа и Na по теплообменным аппаратам применяется метод простых итераций с автоматическим выбором величины шага, в остальных случаях — итерационный метод Зейделя. [c.98]

Утверждается, что выбор насоса должен проводиться в том числе и по величине шума на соответствующих режимах работы в соответствии с допустимым уровнем шума. Шум следует оценивать по его спектру с обязательным выяснением его распространения не только по воздуху, но также и по трубопроводам, и по рабочей жидкости в трубопроводах (или шлангах). Все эти обстоятельства должны выясняться в широком диапазоне изменения давлений, чисел оборотов, параметра регулирования для регулируемых гидромашин, скорости жидкости в магистралях (при свободном выборе размера магистрали зависимость параметра регулирования от скорости жидкости не однозначна), ее вязкости и [c.361]

Регулирование индикаторной диаграммы должно проводиться в зависимости от того, будет ли гидромашина работать при неизменных эксплуатационных параметрах, или они будут изменяться в каком-нибудь заранее заданном диапазоне. Это регулирование должно проводиться либо выбором геометрии распределителя, либо ее автоматическим поворотом или за счет подходящего выбора кинематики регулирующего устройства. Решение должно быть разное в зависимости от назначения гидромашины. Так, для реверсивных и нереверсивных насосов или гидромашин, которые должны работать и в качестве двигателя, и осуществлять плавное торможение, решения могут быть разные. [c.418]

Процессы течения жидкости в центробежных и других лопастных насосах описываются достаточно сложными математическими зависимостями. Это весьма затрудняет их использование при проведении расчетов машиностроительных гидросистем и не позволяет получать результаты с достаточной точностью. Поэтому при проектировании гидросистем с лопастными насосами широко используют методы математического моделирования, т. е. расчет конкретного насоса ведут с учетом известных параметров другого насоса, подобного первому. Наиболее сложной проблемой при математическом моделировании является выбор критерия подобия насосов. [c.230]

В гидротрансформаторе с двигателем соединен вал одноколесного одноступенчатого насоса центробежного или диагонального типа. Однако это могут быть и многоступенчатые насосы. Может также применяться и осевой насос. Тип насоса определяется параметрами проектируемого трансформатора — передаточным отношением и числом оборотов двигателя. Подробно о выборе параметров проточной части будет сказано дальше. [c.37]

Формула С. С. Руднева обладает значительными преимуществами по сравнению с уравнением (17). Она вскрывает зави- симость Ahi) max ОТ ОСНОВНЫХ параметров насоса и позволяет производить их выбор с учетом возможности возникновения кавитации. Кроме того, постоянная С, входящая в уравнение (18), является критерием подобия для рабочих колес центробежных насосов. [c.53]

Обычно при испытаниях гидромашин на стендах с циркуляцией мощности валы испытываемых гидромашин соединяют между собой. Однако это возможно только при одинаковых объемных постоянных гидрома-шин или при частичной рекуперации энергии и соответствующем подборе параметров насоса и гидромотора. Вместе с этим иногда требуется испытывать на одном стенде гидромашины с различными объемными постоянными. В этом случае валы испытываемых гидромашин соединяют через редуктор (рис. 84). Передаточное число редуктора должно быть равно отношению объемных постоянных испытываемых гидромашин, а в случае применения стенда с частичной рекуперацией энергии (см. рис. 83) выбор передаточного числа редуктора производится по формуле [c.157]

При выборе параметров топливоподачи были проведены большие работы по выбору насос-форсунок и раздельной топливной аппаратуры. Преимущества и недостатки двух различных систем были проверены после изготовления опытных образцов. В результате испытания обеих топливных систем на дизелях Д70 была установлена раздельная топливная аппаратура. Экспериментом было подтверждено, что раздельная топливная аппаратура по сравнению с насос-форсувкой обладает рядом преимуществ производственно-эксплуатационного характера. Проведенные испытания различных профилей кулачков привода плунжеров топливных насосов позволили выбрать оптимальные варианты. [c.8]

Рычажковый бензиновый насос фирмы DVG-Neuss. Рычаг 9 (фиг. 3) привода, лежащий на эксцентрике приводного вала, связан с шарнирной тягой 10 при набегании эксцентрика на рычаг привода последний при помощи шарнирной тяги 10 и штока 1 диафрагмы тянет вниз диафрагму 3, преодолевая при этом сопротивление пружины 2 диафрагмы. Перемещение диафрагмы вниз представляет собой ход всасывания бензинового насоса. При этом топливо через плоский сетчатый фильтр 6 поступает в воздушный колпак 5, который служит уравнительным устройством из колпака топливо через впускной клапан 4 поступает в рабочую полость насоса. Благодаря наличию в воздушном колпаке некоторого запаса топлива, в значительной мере уменьшается вероятность нарушений нормальной работы д двигателя вследствие возможного образования паровых пробок. При ходе нагнетания жесткая связь между диафрагмой и рычагом привода прерывается и топливо подается к карбюратору через выпускной клапан 7 под действием пружины диафрагмы. Если игольчатый клапан закрыт, то под действием силы давления находящегося в бензопроводе между насосом и карбюратором жидкого топлива пружина и диафрагма остаются в том положении, в котором они находились в процессе хода всасывания при этом дальнейшая подача топлива в карбюратор прекращается. Рычаг 9 привода, прижимаемый к эксцентрику силой давления возвратной пружины 8, работает вхолостую. При правильном выборе параметров пружины диас )рагмы, игольчатога клапана и веса поплавка удается достигнуть такого положения, при котором в карбюратор будет поступать столько топлива, сколько необходимо для поддержания в нем нормального уровня. [c.178]

Изменяя степень открытия задвижки на нагнетательной линии насосной установки, замеряют производительность, наиор, мощность и вычисляют к. п. д. Полученные при постоянной частоте вращения насоса зависимости Q—Я, Q—N и Q—ц наносят на график. Графиком (характеристикой) руководствуются при выборе насоса и определении его параметров для работы в соответствующих режимах. В каталогах и паспортах насосов часто приводят параметры насосов, относящиеся к воде. Для пересчета характеристик на гидросмесь в табл. IV-68 приведены коэффнцпенты изменения параметров насоса, разработанные ВНИИ-гидромашем. [c.245]

В ЖРД обычно применяется насос, имеющий два рабочих колеса — осевое (шнек) и центробежное. Такой насос будем называть шнекоцентробежным насосом (рис. 3.1). Основное назначение шнека — улучшить антикавитационные качества насоса. Вместе с тем определенным выбором параметров шнека можно улучшить и энергети-ческие качества насоса с большими отношениями диаметров центробежного колеса == РлЮг 0,55. [c.128]

Отсутствие строгой взаимосвязи между вместимостью баков и параметрами гидропривода, то есть широкое изменение коэффициентов к, и kj обусловлено, во-первых, отсутствием единства во взглядах конструкторов на эту проблему, во-вторых, отсутствием единой методики выбора минимальной вместимости бака, в некоторых случаях применением на машине теплообменных устройств, позволяющих уменьшить вместимость бака. Следует отметить, что отечественные машины имеют, как правило, большие значения коэффициентов к, и kj. Это можно объяснить широко распространенным в отечественной литературе мнением, что вместимость бака должна быть равна двух-трехминутной подаче насоса. В то время как на зарубежных машинах ее принимают в пределах (0,5—1,5)Q в минуту. [c.246]

Различные схемы САОЗ водо-водяных реакторов отличаются по выполнению схемы, выбору кратности резервирования и параметров подсистем (давление воды в гидроаккумуляторах, расходные характеристики насосов низкого и высокого давления и т. д.). Они отличаются также по способу подачи охлаждающей воды в активную зону. Обычно используют два основных способа подачи воды а) подача охлаждающей воды в подзонный объем б) комбинированная подача охлаждающей воды в над-зонное и подзонное пространство одновременно. [c.109]

Второе решение (рис. 1-14) усложняет тепловую схему, так как при этом требуются дополнительные перекачивающие насосы после каждого подогревателя или после группы подогревателей (если использовать также и давление гидростатического столба при расположении подогревателей на разных отметках). Необходимо также учитывать, что схема со смешивающими подогревателями чувствительна к резко переменным нагрузкам и более применима для работы турбин с постоянной нагрузкой. Так как блоки сверхкритичеоких параметров о1бычно работают с постоянной нагрузкой, то разработка таких схем для них безусловно перспективна. Последний, третий, путь удаления окислов меди из тракта может быть осуществлен различными способами (конкретно их см. в гл. 7). Весьма важным обстоятельством при выборе какого-либо решения должна быть оценка и, в отношении вывода окислов железа. [c.24]

Питательный турбонасос чаще всего применяется один с производительностью 100 /o, а в США в последнее время — также два насоса производительностью по 50%. Для блока с турбиной ВВС 1300 МВт мощность питательного насоса — 46 МВт. Применяются, но не всегда, пускорезервные электронасосы, один или два, производительностью около 20Сообщая тенденция к снижению капиталовложений отражается на выборе вакуума и тепловой схемы. Например, в новой крупной серии турбин фирмы Альстом мощностью 700 МВт для параметров пара / о=16,3 МПа, о = 813К и tn.n = = 813 К давление в конденсаторе повышено до [c.83]

Величину коэффициента рз можно выразить в виде функции физических параметров рабочего вещества, пользуясь известной в холодильной технике методикой Р. Планка. Если же считать, что выбор рабочего вещества для теплового насоса произведен рационально, т. е. так, чтобы верхняя температурная граница цикла быда достаточно удалена от критической температуры, то [c.182]

Выбор и определение параметров работы циркуляционных насосов зависят от принятой схемы их включения, от количества потребляемой охлагкдающей воды. Общее давление, создаваемое насосом, [c.236]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...