Гидравлические потери в колесе и гидравлический

Гидравлические потери в колесе и гидравлический к. п. д. [c.384]

Напор, создаваемый в патрубке насоса, равен напору, развиваемому г-м участком колеса с учетом гидравлических потерь в колесе (/ik) за вычетом гидравлических потерь на протяжении от данного участка до напорного патрубка, и одинаков для всех участков [c.200]

Потери в центробежном вентиляторе. Гидравлические потери в колесе, направляющем аппарате и кожухе учитываются гидравлическим к. п. д. [c.565]

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]

Первое слагаемое представляет собой выражение для гидравлических потерь в колесе, рассчитанное по средним параметрам. Второе слагаемое мало при отсутствии обратных токов и сравнимо по величине с первым слагаемым при расходах через колесо ниже номинальных, при которых возникают обратные токи в колесе. Аналогично можно учитывать увеличение гидравлических потерь при появлении обратных токов на входе в колесо. Второе слагаемое, называемое обычно потерями на гидравлическое торможение колеса, имеет чисто гидравлическую природу и не может быть отнесено к механическим потерям. Особенно существенны эти потери в насосах с высоким коэффициентом быстроходности при подачах, меньших оптимальной. Для определения их необходимо знать подробные поля скоростей в выходном и входном сечениях колеса. [c.85]

При наличии обратных токов дополнительные потери отвода учитываются так же, как в колесе и подводе. Суммарные гидравлические потери в подводе и отводе можно объединить как общие гидравлические потери в статорных частях [c.86]

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 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]

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]

К.п.д. зубчатых передач. Потери мощности в зубчатых передачах складываются из потерь на трение в зацеплении, на трение в подшипниках и гидравлических потерь на взбалтывание и разбрызгивание масла (закрытые передачи). Потери в зацеплении составляют главную часть потерь передачи, они зависят от точности изготовления, способа смазывания, шероховатости рабочих поверхностей, скорости колес, свойств смазочных материалов и числа зубьев колес. С увеличением числа зубьев к.п.д. передачи возрастает. При передаче неполной мощности к.п.д. передачи снижается. Для выполнения расчетов можно использовать табл. 8.3. [c.122]

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]

Гидравлические потери в насосе обусловлены главным образом вихреобразованием. При заданных формах проточной части на расчётном режиме, соответствующем условиям минимума потерь, гидравлические потери сильно зависят от относительной шероховатости поверхностей проточной части, главным образом лопастного колеса и отводящего канала. Оптимальные значения гидравлического к. п. д. в наиболее совершенных осуществлённых конструкциях насосов не зависят от быстроходности л . В широком диапазоне не наблюдается также зависимости 7]/,от числа Рейнольдса, что обнаруживается при автомодельных испытаниях насосов. 1 идравлический к. п. д. зависит от относительной шероховатости, т. е. от размеров насоса при постоянстве значения абсолютной шероховатости, рассматриваемой как технологический фактор. Эта зависимость для серии современных насосов с наилучшими к. п. д. может быть представлена уравнением [c.358]

Число лопаток рабочего колеса является важным конструктивным параметром ступени. От него зависят гидравлические потери, интенсивность циркуляционных течений на входе в колесо и характер течения на выходе из него. Основная задача выбора оптимального числа лопаток состоит в том, чтобы обеспечить безотрывное течение на входе в РК наряду с минимальными потерями на трение в каналах. Безотрывное течение на входе РК достигается [c.164]

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]

Действительно, так как изменения скоростей в колесе (wi, W2) и в НА (сз, Сз) известны, то, оценив гидравлические потери в элементах (что обычно делают, исходя из экспериментальных данных), можно определить повышение давления в соответствующих элементах ступени. В тех случаях, когда поверхности элементарной ступени близки к цилиндрической и Ug == уравнение (2.1) [c.35]

Работа на валу турбины L . (эффективная работа) меньше располагаемой энергии не только вследствие наличия гидравлических потерь, но также и вследствие того, что газ на выходе из рабочего колеса турбины обладает кинетической энергией, и следовательно, часть располагаемой энергии не используется для вращения колеса. В этом можно убедиться, составив уравнение сохранения энергии для сечений О—О и 2—2 (см. рис. 9.2) [c.145]

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]

При работе насоса имеют место следующие потери энергии гидравлические — потери энергии на преодоление гидравлических сопротивлений на пути от входа в насос до выхода из него, которые учитываются гидравлическим к.п.д.—Tir механические — вызываемые трением в подшипниках, сальниках и разгрузочных дисках, которые учитываются механическим к.п.д. — объемные — вследствие утечек жидкости через неплотности сальников, перехода части жидкости через зазоры между колесом и корпусом во всасывающую сторону под действием разности давлений, которые учитываются объемным к.п.д. — % [c.205]

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]

При работе вентилятора в сети иногда перед ним устанавливаются устройства в виде входных коробок, колен, тройников и др. Основные требования, предъявляемые при выборе оптимальной формы и размеров таких устройств, сводятся к минимальным значениям гидравлических потерь в самих устройствах и к обеспечению равномерного поля скоростей при входе в колесо вентилятора. [c.854]

Для достижения высоких напоров требуется большая окружная скорость (см. уравнения 6-15) вращения рабочего колеса. При этом возникают большие напряжения в материале колеса, а также увеличиваются гидравлические потери. Поэтому одним. колесом обычно создают напор не более 40—50 м (т. е. 4—5 ата). При больших напорах в корпусе насоса ставят последовательна несколько колес. Такой насос называют многоступенчатым. Применение нескольких последовательно расположенных ступеней повышает объемный к. п. д. насоса, так как уменьшаются потери между колесами и неподвижными частями (щелевые потери). На фигуре (6-7) представлена схема многоступенчатого насоса. [c.155]

Построение профиля лопаток осуществляется так, чтобы обеспечить движение потока в каналах колеса с минимумом гидравлических потерь, с постепенным и плавным переходом относительной скорости от и>1 до (относительную скорость в канале стремятся сохранять постоянной и так, чтобы кривизна лопатки уменьшалась к выходу). Число лопаток [c.456]

Действительное движение жидкости в рабочем колесе При небольшом числе лопаток (а не бесконечно большом) и относительно большой ширине каналов искажается и отличается от струйного движения, предположенного.при выводе уравнения. Это приводит к тому, что действительный напор, развиваемый насосом, зависящий от числа лопаток, их формы и пр. (а также от наличия и формы направляющего аппарата), уменьшается. Это уменьшение учитывается введением в уравнение общего гидравлического к. п. д-Г1г, учитывающего также гидравлические потери в самом насосе (трение в каналах и при движении жидкости по лопаткам рабочего колеса, потери при изменении сечений, потери в зазорах и т. д.). [c.12]

Открытое колесо (фиг. 79, а) проще всего в производстве, но невыгодно в работе вследствие несколько увеличенных гидравлических потерь. Закрытое колесо (фиг. 79,6) в этом отношении является наиболее совершенным, но оно сложнее в производстве. Ввиду того что быстро вращающийся диск должен быть тщательно обработан кругом, необходимо выполнять его с отдельной крышкой, что усложняет конструкцию и обработку. Колесо такого типа применено на авиадизеле ЮМО (фиг. 906) и некоторых карбюраторных двигателях. Наиболее распространенным в авиационной практике является колесо полузакрытого типа (фиг. 79, в), дающее несколько меньшие потери, большой к. п. д. и, следовательно, более высокий напор при той же окружной скорости по сравнению с открытым. [c.501]

Жидкие смазочные материалы (минеральные масла и др.) используют для подшипников при окружных скоростях вала свыше 8 м/с. В зависимости от условий работы применяют различные способы подачи масла в подшипники (капельное смазывание и др.). Для быстроходных подшипников уровень масла должен быть не выше центра нижнего тела качения во избежание существенных гидравлических потерь. В редукторах и коробках передач часто применяют подачу масла разбрызгиванием из масляной ванны. Масло разбрызгивается одним из быстровраща-ющихся колес или специальными крыльчатками. [c.344]

У насоса СВН-80 гидравлические потери в колесе / р больше, чем потерн /1к иа преодоление меридиональмой составляющей СИЛ трения на стенке канала. Приняв, что потери в канале составляют (/гр + /гк)/3, коэффициент Ср = 3,7 /См=1,0, получим характеристику, изображенную на рис. 35 штрихпунктириой линией. Обе расчетные характеристики близки к экспериментальной (сплошная линия). Таким образом, поверочный расчет насоса подтвердил схему расчета и гипотезу рабочего процесса, на основании которой разработана схема расчета. [c.62]

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]

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]

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]

Величины Мтр и Л тр учитывают два вида потерь гидравлические потери и потери, связанные с трением между зубьями шестерен и в карданных шарнирах. Гидравлические потери вызваны перебалтыванием и разбрызгиванием масла в картерах коробки передач и ведущего моста. Они почти не зависят от величины передаваемого момента, но изменяются с изменением угловой скорости деталей, вязкости и количества масла, залитого в картеры. Гидравлические потери оценивают моментом который нужно приложить к вывешенным ведущим колесам автомобиля, чтобы провернуть валы трансмиссии вхолостую (без нагрузки). [c.88]

Первое слагаемое соответствует обычному определению гидравлических потерь в подводе. Однако второе слагаемое при подачах, близких к нулю, по абсолютной величине может намного превышать первое. Механическая мощность привода, прежде чем передается рабочему колесу, частично расходуется на трение в местах контакта со статорными узлами (в опорах, уплотнениях) и на трение ротора о жидкость в разгрузочных устройствах, бесконтактных уплотнениях и т. п. Величнаэтих механических потерь мс = Гмссо может быть экспериментально определена путем прокрутки ротора со снятыми рабочими колесами при поддержании нормального режима работы перечисленных узлов. Однако обеспечить такой режим достаточно сложно, так как необходимо поддерживать номинальные давления жидкости в узлах, а также осевые и радиальные нагрузки на опоры. Кроме того, механическая энергия расходуется на трение наружных поверхностей дисков рабочих колес (включая бурты) о жидкость (дисковые потери мк). Вместе с предыдущими они являются механическими потерями в насосе [c.84]

После вычитания этих потерь мощность подводится к поверхностям проточной части рабочего колеса (лопастям, дискам и т. п.). Они передают энергию жидкости, повышая ее при отсутствии обратных токов на входе и выходе колеса на величину Ят Ск, где и Ок — теоретический напор и расход рабочего колеса. Однако при этом в колесе возникают гидравлические потери гк, и поэтому на выходе из колеса энергия жидкости имеет меньшую величину 2к = ЯкОк+ 1к, где Як(<Ят)—действительный напор колеса С — энергия жидкости на входе в колесо. [c.84]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...