Уравнения центробежных насосов

ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА [c.239]

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]

Подставляя это выражение в зависимость (377), получим основное уравнение центробежного насоса в следующем виде [c.241]

Подставив в основное уравнение центробежного насоса (381) [c.255]

Основное уравнение центробежного насоса — уравнение Л. Эйлера [c.140]

Основное уравнение центробежного насоса [c.225]

Для вывода основного уравнения центробежного насоса рассмотрим схему движения жидкости в межлопаточном пространстве (рис. 16.2), при этом величины, относящиеся к входу на лопатку (точка I на рис. 16.2), будем обозначать с индексом 1, а относящиеся к выходу (точка 2 на рис. 16.2), — с индексом 2. Например, радиус на входе колеса обозначен символом Ry а радиус на выходе — R2 (R2 = D/2). [c.225]

Для вывода основного уравнения центробежного насоса сделаем следующие допущения. [c.225]

Последняя зависимость носит название основного уравнения центробежного насоса, или уравнения Эйлера. Оно широко используется для анализа работы не только центробежных, но и других лопастных насосов. [c.227]

Основное уравнение центробежного насоса может быть использовано для получения его характеристики. Характеристикой насоса принято называть графическую зависимость его действительного напора от подачи H = f Q), построенную при постоянной частоте враш ения п рабочего колеса. Она во многом определяет эксплуатационные свойства насоса и является важнейшим показателем его работы. [c.227]

В 36 было выведено основное уравнение центробежного насоса [c.85]

Основное уравнение центробежного насоса, по которому определяется действительный напор, обеспечиваемый рабочим колесом насоса, имеет вид [c.187]

После рассмотрения предварительных данных можно перейти к выводу основного уравнения центробежного насоса. [c.193]

Для построения теоретической характеристики Q-Я используем основное уравнение центробежного насоса [c.206]

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]

Уравнен 1е (П.27) называется основным уравнением центробежного насоса и является одинаковым для всех динамических насосов и гидродвигателей. [c.69]

Тогда основное уравнение центробежного насоса можно представить в таком виде [c.69]

В этом случае основное уравнение центробежного насоса будет иметь следующий вид [c.70]

При выводе основного уравнения центробежного насоса были сделаны известные допущения. Эти допущения приводят к тому, что теоретический напор, определяемый по формуле (И.29), будет больше действительного напора, создаваемого рабочим колесом, вследствие наличия гидравлических сопротивлений внутри насоса, для преодоления которых расходуется часть напора, и того, что при конечном числе лопастей рабочего колеса не все частицы жидкости равномерно отклоняются лопастями, что вызывает уменьшение абсолютной скорости, а следовательно, и уменьшение напора. [c.70]

На работу центробежного насоса большое влияние оказывает форма лопастей, определяемая углами Pi и Pj. Из основного уравнения центробежного насоса [c.71]

Подстановка значения из параллелограмма скоростей на выходе жидкости из рабочего колеса (см. рис. И. 19, а, б, в) в основное уравнение центробежного насоса и ряд преобразований приводят к выводу (доказательство вследствие его сложности не приводится), что при неизменной геометрии рабочего колеса теоретический напор пропорционален квадрату частоты вращения его приводного вала, т. е. [c.81]

Вывод основного уравнения центробежного насоса, приведенный в 50, справедлив как для лопастных насосов, так и для лопастных гидравлических турбин. Разница заключается в том, что в центробежных насосах вода движется от центра рабочего колеса к его пе- [c.91]

Выражение 6-15 называют основным уравнением центробежного насоса. Оно было впервые выведено Эйлером и справед- [c.154]

Сравнивая это выражение с формулой (4.20), получаем окончательно так называемое основное уравнение центробежного насоса [c.65]

Напор, создаваемый центробежным вентилятором, определяется основным уравнением центробежного насоса (4.21) [c.79]

Принимая для простоты угол входа в насос равным 90° и сравнивая напоры Л, и Яз, определяемые основным уравнением центробежного насоса (4.22), [c.81]

Таким образом, в окончательном виде получаем основное (действительное) уравнение центробежного насоса [c.12]

Как это следует из основного уравнения центробежного насоса, напор, развиваемый им, зависит от величины и направления скоростей и С . [c.13]

Угол Р2 выбирается в определенных пределах влияние величины угла можно представить в результате анализа основного уравнения центробежного насоса. [c.13]

Из основного уравнения центробежного насоса следует, что напор увеличивается с увеличением окружной скорости, т. е. с увеличением числа оборотов и увеличением внешнего диаметра рабочего колеса Ъ . Максимальное число оборотов центробежного насоса принимают до 3 ООО в 1 мин. (у турбонасосов редко больше). [c.14]

УРАВНЕНИЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ [c.208]

Уравнения (9) и (10) применяют при рассмотрении рабочего процесса в центробежных насосах, гидротурбинах и динамических гидропередачах. [c.77]

По принципу действия различают гидравлические машины лопастного типа, или турбомашины (центробежные насосы, турбины), и объемные машины, действующие по принципу - вытеснения жидкости твердым телом (поршневые насосы). С гидравлической точки зрения наибольший интерес представляют лопастные машины. Рассмотрим на примере центробежного насоса принцип действия и выведем основное уравнение лопастных машин. [c.92]

Следует иметь в виду, что, исходя из условий безударного входа жидкости в колесо, во избежание больших потерь напора скорость подхода жидкости к колесу по величине и направлению должна по возможности мало отличаться от абсолютной скорости входа. Обычно в центробежных насосах жидкость входит в колесо в радиальном направлении, и поэтому = 90 . При этом, так как os 90° = О, уравнение (3.29) принимает следующий вид [c.96]

Таким образом, при увеличении угла наклона лопастей у выхода напор, развиваемый насосом, увеличивается (произведение С2 OS 02 в основном уравнении центробежного насоса (381) возрастает). Однако при больших величинах скорости j увеличиваются гидравлические потери при выходе потока из рабочего колеса, а это приводит к уменьшению к. п. д. насоса и ухудшению эксплуатационных качеств насоса (запуск Ha o at усложняется, режим работы насоса становится неустойчивым, появляются вибрации и т. д.). Поэтому угол Р2 принимается в пределах 2 = 20-ь35°, что соответствует лопастям, загнутым [c.243]

Используя теорему об изменении момента количества движения и допущения, что рабочее колесо имеет бесконечно большое число лопастей, толщина которых равна нулю, а также об отсутствии потерь мощности в насосе, получаем уравнение центробежного насоса — формулу для опргеделения идеального напора при постоянной частоте вращения [c.116]

Впервые основное уравнение центробежных насосов было выведено членом Петербургской академии наук зна-менитьш математиком и механиком Л. Эйлером. [c.190]

Рабочее колесо осевого насоса при вращении сообщает жидкости поступательное и вращательное движение в сторону, противоположную вращению рабочего колеса. Для устранения вращательного движения жидкостн служит направлякощий аппарат, через который жидкость проходит перед вы.ходом в напорный трубопровод. Напор, создаваемый осевым насосом, южeт быть определен из основного уравнения центробежного насоса (11.27), если т. е. г/. = = U2 = R(j> = и, что соответствует характеру движения жидкости в осевом насосе. Тогда [c.87]

Что касается скорости т, то ее направление для данного колеса также известно и, согласно сделанному допущению, определяется направлением лоиатки в данной точке. Итак, в треугольнике векторов с, ни, и (из кинематики и геометрии лопатки) определяются одна сторона и угол. Для того чтобы определить скорость жидкости на выходе из насоса, остается найти еще один элемент треугольника скоростей. Недостающую связь и дает ос1ювное уравнение центробежного насоса, которое устанавливает соотношение между скоростями на входе и выходе с создаваемым напором Н. [c.63]

Вычислив по уравнению (2.26) окруяпгую составляющую абсолютной скорости можно построить треугольник скоростей AB , соответствующий схеме бесконечного числа лопаток. В этом треугольнике скоростей относительная скорость w. r направлена по касательной к выходному элементу лоиатки. Из треугольника скоростей определяем угол р,л установки выходного элемента лопатки. Зная углы Pin и р.,л, получаем очертание лопатки в плане колеса. Следует отметить, что чаще при расчете рабочего колоса центробежного насоса значь нием угла задаются на основании соображений, изложенных в п. 2.7, и определяют такой диаметр колеса D , нри котором обеспечивается заданный иапор. Более подробно расчет проточной полости центробежного насоса будет изложен в п. 2.23. [c.167]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...