Объемные потери (утечки)

Величина передаточного отношения i с учетом объемных потерь (утечек) равна [c.378]

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]

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]

При полном отсутствии объемных потерь (утечек и перетечек) статическими характеристиками привода являются прямые линии. Одна из них, соответствующая ej,= l, характеризует максимально достижимую скорость двигателя (штриховая линия, рис. 9.4.5). При наличии объемных потерь прямые линии наклонены на угол, определяемый величиной потерь кроме того, уменьшается предельно достижи- [c.548]

Выражения для Кр или K i приведены в табл. 9.2.1. Отсутствие выражений для Кр или Км для некоторых типов приводов объясняются невозможностью представления их в явном виде. Выражения для Kg, относящиеся к гидроприводу с дроссельным управлением, получены в предположении нулевых перекрытий золотника и отсутствия зазоров и, следовательно, объемных потерь (утечек). Влияние последних должно проявиться в том, что в области малых смещений золотника значения Kg окажутся меньше определяемых по выражениям табл. 9.2.1. [c.554]

Распределение жидкости. Узел распределения жидкости в описываемых насосах определяет во многом их качество и надежность. В частности, объемные потери (утечки жидкости) в насо сах (гидромоторах) определяются в основном утечками в распре делительном узле. [c.149]

В центробежных насосах, помимо объемных потерь (утечек), учитываемых объемным КПД Г о и определяемых выражением (13.5), а также потерь напора в проточной части насоса, учитываемых гидравлическим КПД и определяемых выражением (13.6), имеют место и механические потери, которые учитываются механическим КПД t]M, определяемым выражением (13,7). Разность Р—Рм в выражении (13.7) обычно называют гидравлической мощностью. Гидравлическая мощность Рт — это та мощность, которую развивал бы насос при отсутствии объемных и гидравлических потерь мощности. Таким образом, Рг= (С-ЬДС у)уЯт, а механический КПД Ци=Рт Р, где Р —мощность насоса, определяемая выражением (13.2). [c.188]

Из сравнения значения в обоих режимах видно, что увеличе-. ние расхода с целью расширения диапазона изменения скорости при заданной схеме регулирования невыгодно из-за значительного возрастания потерь (в кубе). Вместе с тем при уменьшении расхода и, следовательно, возрастании перепада давлений будут расти объемные потери (утечки) в насосе и гидродвигателе. [c.97]

Потери мощности в шестеренных насосах складываются из потерь на преодоление механических сопротивлений с учетом объемных потерь (утечки). Механический к. п. д. = 0,75-ь0,85. [c.290]

ОБЪЕМНЫЕ ПОТЕРИ (УТЕЧКИ) [c.50]

При определении действительной производительности необходимо учитывать объемные потери (утечки жидкости через торцовые и радиальные зазоры), оцениваемые объемным к.п.д. т]о = 0,8—0,9. Мощность, потребляемая шестеренными насосами, определяется по формуле, аналогичной для мощности поршневых (плунжерных) насосов. Общий к.п.д. находится в пределах 0,6—0,75. [c.29]

Объемные потери АЛ о вызываются, главным образом, утечками АС,) жидкости через неплотности (в том числе и регулируемыми утечками). Они при прочих равных условиях возрастают с перепадом давления. [c.148]

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

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

Из приведенных на диаграмме кривых видно (рис. 10), что к.п.д гидромотора зависит от режима его работы. Объемный к.п.д. снижается при повышении давления, так как увеличиваются утечки при уменьшении скорости вращения вала, так как абсолютные утечки практически не зависят от скорости вращения вала, в связи с чем относительные объемные потери увеличиваются. [c.26]

При подсчете диэлектрических потерь, ведущих к нагреву диэлектрика, обычно учитывается только объемный ток утечки. Поверхностный ток утечки создает потери мощности на поверхности. Рассеяние энергии происходит при этом в основном в окружающую среду на нагрев диэлектрика поверхностная утечка в большинстве случаев не влияет. [c.10]

Герметизация клапана, представленного на рис. 3.37, осуществляется в сопряжении затвора поршня 8 и седла 9 и в верхней полости поршня 8, находящейся под полным перепадом давления. Наличие объемных потерь в этом соединении может вызывать самопроизвольное срабатывание клапана, чего не может быть, например, в конструкции клапана, представленного на рис. 3.38. При утечках жидкости через нижний поясок 7 (см. рис. 3.38) затвор поршня 6 теряет уравновешенность, возникает гидростатическое давление, зависящее от разности площадей в верхнем пояске, действующее на затвор поршня 6. [c.319]

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]

Аналитическое определение объемных потерь в гидротрансформаторе затрудняется тем, что утечки рабочей жидкости значительно зависят от его конструкции. [c.89]

Из опыта расчета проточных частей гидротрансформатора во ВНИИМЕТМАШе можно считать, что при ф = 0,192 о)) = 0,74, потери к. п. д. вследствие утечек составляют Дт] о = 0,025. Подставляя эти величины в последнюю формулу, получим зависимость для вычисления объемных потерь [c.90]

Для высоконапорных турбин важно создать надежные уплотнения зазоров между вращающимся рабочим колесом и неподвижными частями. Гидротурбины этого типа работают при относительно небольших расходах воды, и поэтому ее утечки мимо лопастей рабочего колеса могут составлять значительную долю от всего расхода. Для уменьшения объемных потерь воды в ради-ально-осевых турбинах в зависимости от напора применяют лабиринтные или щелевые уплотнения. Они устанавливаются на верхнем и нижнем ободах рабочего колеса и препятствуют протеканию воды мимо лопастей (рис. 1, /, //). [c.7]

Второй метод уменьшения осевых сил основан на создании определенной формы потока в области между рабочим колесом и корпусом (в нерабочей полости). Это может быть достигнуто за счет изменения величины утечек через нерабочие полости и установлении ребер с наружной стороны роторов рабочих колес. В обоих случаях уменьшается к. п. д. передачи. В первом случае увеличиваются объемные потери, во втором требуется дополнительная мощность. [c.80]

Проскальзывание отождествляется с внутренними утечками. Внутренними утечками называются объемные потери жидкости в насосе или гидродвигателе, связанные с возвратом жидкости в полость входа внешними утечками называются утечки жидкости из гидросистемы. — Прим. ред. [c.16]

Мощность турбинного потока пропорциональна расходу турбины Q, мощность потока утечки — ее расходу д. Она является потерей. Следовательно, относительная потеря утечки или объемная потеря. [c.159]

Объемные потери — это потери на утечки и циркуляцию жидкости через зазоры внутри гидромашины из области высокого дав- [c.142]

Действительная подача насоса меньше теоретической на величину объемных потерь, которые вызваны утечками жидкости через зазоры из полостей с высокими давлениями. Такие утечки существуют Б любом самом технически совершенном насосе. Так как зазоры имеют, как правило, малые поперечные размеры, то режим течения в них ламинарный, т. е. величина расхода утечек пропорциональна перепаду давления в первой степени р). Поэтому действительная характеристика насоса представляет собой прямую линию III с наклоном в сторону снижения подачи. Утечки растут пропорционально давлению р q > q y ), а подача насоса с ростом давления уменьшается (Q" < Q ). [c.164]

Фактической производительностью насоса называют подачу жидкости конкретным насосом при определенных значениях давления и вязкости жидкости, числе оборотов насоса и при прочих параметрах, влияющих на объемные потери жидкости в насосе. Величина этой производительности будет меньше расчетной на величину утечек жидкости, причем к утечкам жидкости относят не только ту жидкость, которая, продавливаясь под действием перепада давления через зазоры, возвращается во всасывающую полость насоса, но и все те объемные потери, которые так или иначе уменьшают фактическую производительность насоса по сравнению с расчетной. [c.122]

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]

Статические характеристики гидропривода этого типа представляются двумя уравнениями вида (9.3.1) для рабочих полостей двигателя. Подставив в эти уравнения выражения для П и П" (см. табл. 9.2.1), например для двигателя типа гидрадщлиндр, и пренебрегая объемными потерями (утечками и перетечками), а также полагая Sj=S2=S, получим [c.549]

Потери мощности в шестеренном насосе (гидромоторе) складываются из потерь механического сопротивления и объемных потерь (утечек) жидкости (см. стр. 124). Эти потери определяют значения объемного г д [см. выражение (162) ] и механического [см. выражение (172)] к. п. д., которые для стандартных шестеренных насосов средней мош,ности составляют g = 0,80- 0,92 и = 0,75-7-0,85. В отдельных случаях, при р = 150 кПсм , [c.212]

Объемные потери (утечки жидкости) в гидромоторе отличаются от утечек в насосе тем, что потери, обусловленные недозаполне-нием жидкостью рабочих камер, в моторе практически отсутствуют. Механические потери и механический к. п. д. Преобразование энергии в гидромашине (механической в гидравлическую в насосе, или гидравлической в механическую в гидромоторе) обеспечивается движением рабочих элементов (вытеснителей), которое сопровождается потерями энергии (мош,ности) на трение механических частей и жидкости. [c.133]

Для расчета геометрической производительности шестеренных насосов применяется большое число, отличных по структуре и точности формул. Это не только осложняет, но и делает часто невозможным правильную оценку и сравнение отдельных показате-телей работы насоса, полученных при использовании различных формул. Например, детальный анализ объемных потерь (утечки жидкости и недозаполнение) и механических потерь невозможен без знания точной величины рабочего объема. Применение различных неточных формул, характеризующих геометрические возможности данного насоса, может привести к ошибочным заключениям. Ниже приведено несколько известных теоретических и эмпирических формул геометрической производительности [c.21]

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]

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]

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]

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]

Для качественных измерений размеров контролируемой детали предварительно составляется формуляр, который заполняется ио результатам замеров. В качестве примера в табл. 7 и 8 приведены формуляры замера размеров поршней, расточек цилиндров и распределителя гидромотора МР16. По указанным формулярам определяется изменение зазора между поршнем и цилиндром и в распределительной паре в зависимости от срока службы гидромотора. Сопоставление этих данных с динамикой роста объемных потерь позволяет установить места, в которых происходят наибольшие утечки, и наметить пути совершенствования конструкции гидромашины. Износ может контролироваться также по результатам взвешивания деталей до и после испытаний. Однако этот метод не позволяет получить полных данных о характере и величине износа и поэтому первый метод предпочтительнее. [c.182]

Если допустить, что процессы расширения и сжатия пузырьков воздуха происходят по изотермическому циклу, при котором уравнение, выражающее связь между давлением и объемом, имеет вид pV = onst, объемный к. п. д. насоса без учета вредного пространства, утечек жидкости через зазоры и прочих объемных потерь определится по уравнению [161 ] [c.79]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...