Работа и мощность насоса, к. п. д. насоса

Работа и мощность насоса, к. п. д. насоса [c.386]

Кроме рассмотренных ртутных выпрямителей со стеклянными колбами и более мощных устройствах (обычно выше 100 кВт) используют стальные резервуары, из которых во время работы воздух удаляется непрерывно действующими вакуумными насосами. В настоящее время имеются конструкции мощных выпрямителей и без насосов — с постоянным вакуумом. Ртутные выпрямители имеют ряд достоинств. Они не требуют времени для разогрева катода легко могут быть построены на токи в сотни и тысячи ампер допускают большие мгновенные перегрузки без опасности повреждений у них отсутствуют вращающиеся части (если не считать вакуумные насосы мощных установок). Однако ртутные выпрямители не лишены и недостатков. Основными недостатками являются невысокий к. п. д. при малых мощностях, не превышающий к. п. д. двигателей-генераторов зависимость величины выпрямленного напряжения от величины приложенного напряжения переменного тока, заставляющая прибегать к специальным мерам, что усложняет установку и уменьшает ее к. п. д. неустойчивость работы при малых нагрузках неудобство регулирования величины выпрямленного тока и напряжения. [c.168]

С вязкостью связаны следующие явления, которые отражаются на работе гидравлических систем проскальзывание жидкости в насосе, кавитация, трение жидкости о стенки каналов и местных сопротивлений, утечки жидкости и трение между подвижными элементами системы. Жидкости слишком высокой вязкости нежелательны, так как их применение обусловливает высокое сопротивление перемещению деталей насоса и клапанов. Чем выше вязкость, тем медленнее действие этих элементов, тем выше температура и тем больше перепады давления и расход мощности. Неприемлема также и жидкость очень малой вязкости. При малых вязкостях возрастают внутренние и внешние утечки, увеличивается проскальзывание насоса, что вызывает снижение к. п. д. насоса и повышение температуры масла, а также увеличение интенсивности износа давление же в системе при этом падает. Понижение вязкости жидкости может нарушить регулировку системы. [c.16]

Общий к. п. д. насоса средней мощности равен 0,85 практически на всем рабочем диапазоне давлений. Насосы бесшумны в работе и в этом отношении не уступают винтовым насосам. [c.254]

Потребляемая мощность и к.п.д. насосов. Работа на перемещение жидкости равна произведению силы, действующей на жидкость, на путь, пройденный этой жидкостью. В данном случае весовое количество перекачиваемой за единицу времени жидкости, выраженное в килограммах и равное эквивалентно силе, деленной на время, а напор Я —пути перемещения. [c.205]

Характеристика насоса. Основными параметрами, характеризующими работу насоса, являются производительность (подача) Q, напор Н, мощность Ы, к. п. д. т) и число оборотов в минуту п колеса насоса. [c.293]

Мощность и к. п. д. насоса. Полезная работа совершаемая насосом при подаче V ж жидкости на высоту Н, равна [c.300]

Мощность и к. п. д. насоса. Полезная работа L (измеряемая в джоулях), совершаемая насосом при подаче объема V жидкости на высоту Я, равна [c.51]

Общий (эффективный) к. п. д. насоса т], представляет собой произведение объемного и механического коэффициентов полезного действия (т]э = Ло Пл) и характеризует отношение теоретической мощности насоса (М ) к мощности, потребляемой насосом в процессе работы N ). Следовательно, [c.73]

К числу воздействий, которые характерны только для ГРД с насосной системой подачи жидкого компонента, относятся отклонения характеристик и размеров турбины, насоса, газогенератора и гидравлической магистрали, подводящей жидкий компонент к генератору (номера 7—16, 19 в табл. 12.2). Наиболее сильно влияют на параметры двигателя отклонения коэффициентов полезного действия насоса и турбины. Изменения к. п. д. вызывают изменения мощности, расходуемой на подачу жидкого компонента, что проявляется в изменении его расхода, а вследствие этого и всех остальных параметров режима работы двигателя. [c.214]

Режим работы насоса в установке определяется erрабочей характеристикой, представляющей зависимости напора насоса и потребляемой им мощности (следовательно, и к. п. д.) от подачи насоса при постоянном числе оборотов. [c.394]

Для их привода применена дизель-насосная система объемного регулирования с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости. Два насоса переменной производительности обеспечивают работу системы в режиме постоянной мощности с высоким к, п. д. Бесступенчатое изменение скоростей достигается изменением угла поворота наклонной шайбы гидронасоса от 8,5 до 25°. Направление потока рабочей жидкости и принудительный реверс [c.153]

Указание. Напор насоса Н найти как разность удельных энергий жидкости на входе в насос и на выходе из него при этом учесть, что скорость на входе в решетку 2 равна vi, а давление равно давлению окружающей среды. К.п.д. движителя определить как отношение совершаемой им работы за /=1 с к мощности, развиваемой насосом. Для определения силы тяги использовать теорему импульсов. [c.102]

В варианте 2 (без регулирования) при номинальной нагрузке котла и расчетной температуре промежуточного перегрева расход на собственные нужды меньше, чем в варианте 1, только за счет питательных насосов. Разница определяется уменьшением сопротивления по первичному тракту котла на величину —5,24 ат и составляет по отношению к мощности, потребляемой питательными насосами, 1,75%. Но, как уже указывалось, вследствие неизбежных отклонений от расчетных условий работы котла фактическая температура промежуточного перегрева в варианте 2 отличается от расчетной на 25° С, что приводит к снижению к, п. д. цикла и увеличению расхода электроэнергии на собственные нужды. Рассматривается лишь случай с отрицательным отклонением темпера- [c.290]

Топливо подается насосом с приводом от электродвигателя (в случае применения жидкого топлива). Производительность топливного насоса при номинальной мощности установки равна 2270 кг/ч. При работе установки на мазуте температура газов перед турбиной снижается до 700° С без значительного снижения мощности и к. п. д. установки. [c.144]

Простая гидромуфта может действительно заменить гидротрансформатор в том случае, если двигатель имеет слишком большую мощность для данного автомобиля. Если столовый момент гидромуфты не слишком мал, то автомобиль может немедленно тронуться с места не только на ровной дороге, но и в гору. Это зависит исключительно от двигателя и от коробки передач. Однако ясно, что режимы работы -с большими скольжениями всегда сопровождаются повышенным расходом горючего, так как к. п. д. гидромуфты равен отношению чисел оборотов турбины и насоса. [c.285]

Такая комбинация позволяет быстро производить разгон ведомого вала и снижать число его оборотов. Однако недостатком такой схемы является излишняя затрата мощности на питательный насос, помимо затраты энергии на работу черпательной трубки, что снижает к. п. д. всей установки. К системе регулирования потока при входе и выходе из гидромуфты можно отнести гидромуфты ГМ-600 и гидромуфту RK, оборудованные специальными распределительными колонками. [c.168]

Коэффициенты полезного действия гидравлического привода с дроссельным управлением. Работа дроссельного привода сопровождается гидравлическими, объемными и механическими потерями мощности в насосе, золотнике, гидродвигателе, гидравлических магистралях и в приводящем двигателе насоса. Наибольшие потери мощности наблюдаются в системе насос — золотник. Вначале рассмотрим потери мощности и к. п. д. золотника. [c.367]

Основным энергетическим показателем, характеризующим эффективность работы любой гидравлической машины, является, как известно, ее к. п. д. Вследствие потерь внутри насоса только часть механической энергии, полученной от двигателя, преобразуется в энергию потока жидкости. Точно также и мощность на валу гидравлической турбины меньше мощности протекающего через нее потока воды. Степень использования гидравлической машиной энергии двигателя или потока и измеряется величиной полного к. п. д. Анализируя причины возникновения потерь в гидромашине, можно найти пути к повышению ее к. п. д. Все виды потерь в гидравлических машинах делятся на три категории гидравлические, объемные и механические. [c.10]

При расчетах механический к. п. д, поршневого насоса или мотора средней мощности (10—30 л. с.) можно принимать равным 90—96%, объемный к. п. д. — 96,—98% при номинальных режимах работы и давлении 150—200 кГ/см . Полный к. п. д. привода обычно равен 80—85%, хотя в отдельных случаях он превышает 90—92%. [c.271]

Для повышения к. п. д. установки применяют объемные гидромеханические приводы, в которых большая часть мощности передается по каналу механической передачи, а меньшая — по каналу гидропривода, который в этой схеме лишь добавляет или отнимает разницу в скоростях (числах оборотов) выхода, обусловленную колебаниями скорости входа. В такой схеме привода можно создать для насоса и гидромотора режимы работы, близкие к оптимальным, а следовательно, получить максимальный к. п. д. привода, величина которого может быть повышена до 0,85. [c.271]

При испытании циклической паровой энергетической установки (см. рис. 14.1) пар подавался со скоростью 7,1 кг/с, причем суммарная выходная мощность составляла 5000 кВт. Конденсат отводился в виде насыщенной жидкости при 38°С, выходящий из котла перегретый пар имел давление 1 МН/м и температуру 300°С. Пренебрегая изменением состояния воды, проходящей через питающий насос, и считая, что температура внешней среды совпадает с температурой конденсата, найти рациональный к. п. д. производящего работу парового цикла, находящегося внутри контрольной поверхности S, показанной на рис. 14.1. Вычислить также тепловой к. п. д. всей циклической установки. [c.448]

Как известно, к. п. д. гидропередачи, состоящей из регулируемого насоса и нерегулируемого гидромотора, имеет максимальное значение лишь при определенном режиме работы (определенном расходе жидкости), при отклонении от которого к. п. д. уменьшается. Следовательно, рациональной будет такая схема гидропередачи, в которой передача мощности генератору происходила бы в основном но каналу механической передачи, и лишь небольшая часть по гидравлическому каналу, через который добавляется или отнимается разница в скоростях, чем стабилизируется скорость выхода, в соответствии с колебаниями скорости входа. [c.294]

На рис. 165, б показана передача с двумя дифференциальными (планетарными) механизмами, преимуществом которой является то, что она позволяет осуществить более рациональное распределение мощности между механическим и гидравлическим каналами. В такой схеме можно создать для насоса и гидромотора режимы работы, близкие к оптимальным, а следовательно, получить максимальный к. п. д. передачи, величина которого может быть доведена до 0,85. [c.295]

Основными параметрами насосов являются производительность подача), напор (давление), развиваемый насосом, число оборотов, с которым работает насос, момент на валу, потребляемая мощность и коэффициент полезного действия (к. п. д.). [c.50]

На рис. 35, а моменту пуска соответствует Яо — напор при полностью закрытой задвижке (Q=0) и iVo —мощность при Q = = 0. Точка с расходом Qk соответствует конечному расходу- При большем, чем Q, расходе насос работает в режиме кавитации и при очень низких к. п. д. [c.73]

Рассмотрим вопрос о к. п. д. гидропривода с дроссельным изменением скорости. В схемах г и д насос работает при постоянной производительности и постоянном давлении независимо от числа оборотов гидродвигателя и момента сил сопротивления. Таким образом, мощность, потребляемая насосом, является постоянной и не зависит от числа оборотов гидродвигателя и момента сил сопротивления, т. е. от эффективной мощности гидродвигателя, поэтому при малой эффективной мощности к. п. д. привода становится весьма низким. [c.349]

Лопаточные нагнетатели особенно удобно классифицировать по удельному числу оборотов. Установлено, например, что при Пу>804- 100 наиболее целесообразно использовать осевые вентиляторы, так как центробежные при этом работали бы с недостаточно высокими к. п. д. В некоторых случаях, однако, для этих условий можно применять центробежные вентиляторы двустороннего всасывания. Работа вентилятора с т, < 0,6 и насоса с /) < 0,7 (по отнош-ению к мощности на колесе, т. е. без учета механических потерь) не может считаться удовлетворительной. Некоторые устаревшие, но еще не снятые с производства типы вентиляторов, однако, имеют еще более низкие значения максимальных к. п. д. [c.91]

Обычный гидротрансформатор имеет максимальное значение к. п. д. только на одном оптимальном режиме. Если с падением к. п. д. в сторону 1 алых чисел оборотов турбины можно мирцТься, так как при этом увеличиваются тяговые качества машины в трудных условиях работы, то уменьшение к. п. д. с увеличением числа оборотов турбины является неоправданным. Условия работы машины в этом случае из-за снижения сопротивления на ведомой части будут хорошими. Однако значения к. п. д. гидротрансформатора будут малыми и, следовательно, большая часть мощности двигателя при этом будет превращаться в тепло из-за потерь в гидротрансформаторе. Исключить этот участок с низкими значениями к. п. д. можно блокированием турбины с насосом, т. е. переходом на жесткую передачу, или за счет перехода на режим гидромуфты. Гидропередачи, у которых осуществляется автоматический переход с гидротрансформатора на гидромуфту и наоборот (в зависимости от условий работы), называются комплексными. [c.188]

Зная потребляемую насосом мощность, находят для каждого расхода значение теоретического напора и затем умножают величину Я на величину к. п. д. насоса . После этого находят (рис. 23) точку пересечения кривой // Т1да=о =f Q) с кривой H u r = f Q), которая будет в первом приближении точкой совместной работы системы насос — турбина. Затем делают второе приближение, связанное с различием к. п. д. насоса в передаче и при аэродинамических испытаниях, обусловленное несовпадением углов потока на входе в колесо в условиях аэродинамического эксперимента. [c.69]

Аксиально-поршневые насосы получила применение главным рйразсш в гидроприводах с повышенным давлением в системе и относительно высоких мощностях (от 20 л. с. и выше). Они допускают значительные кратковременные перегрузки и работают с высоким к. п. д. Насосы этого типа чувствительны к загрязнению масла, и поэтому при проектировании гидроприводов с ними следует предусмотреть тщательнуюфильтрацию асла. Целесообразно применение закрытых систем. [c.74]

Пользуясь системой величины показанной на фиг, 586 и в, получаем зависимость абсолютного внутренного к. п. д. -fij от начального давления 30-—170 ата при начальной температуре 400 — 600° С (с учетом работы питательных насосов), изображенную на фиг. 59а и б. Чем выше начальная температура пара и мощность турбогенератора, тем выше оптимальное начальное давление, соответствующее максимуму внутреннего к. п. д. (фиг. 60). Так, при мощности 20 тыс. кет и начальной температуре 480°С оптимальное iдавление около 90 ата при мощности 40 тыс. кет и температуре 550° С — около 125 ата, при мощности [c.83]

МПа. При работе на огнестойком масле марки ОМТИ насосы имеют максимальную производительность от 54 (для К-300-240) до 120 м /ч (для К-800-240-1). Расход масла при нормальной установившейся работе в 4—5 раз меньше, чем во время переходных процессов. Этим объясняется низкий к. п. д. ЦН при нормальном режиме работы. Мощность насосов при максимальной производительности для указанных выше турбин соответственно 120 и 200 кВт. Существенная часть работы затрачивается на маслоснабжение проточной части САР. [c.64]

Турбопривод питательного насоса. Перевод блока на СД радикально изменяет общие условия работы турбопривода [8]. Организация работы турбопривода при ПД связана с определенными затруднениями на режимах малых нагрузок. Их природа заключается в том, что приводная турбина, получающая пар из нерегулируемого отбора главной турбины, работает при скользящих параметрах пара. При снижении мощности главной турбины уменьшаются давление в отборе и массовый расход пара турбоприводом. Вследствие этого, а также в результате снижения к. п. д. мощность приводной турбины при постоянном открытии ее регулировочных клапанов уменьшается быстрее, чем мощность насоса (кривые / и 2 на рис. VIII. 19). Если пропускная способность проточной части приводной турбины выбрана так, чтобы обеспечить мощность насоса при номинальном режиме блока (точка А), то при снижении нагрузки блока мощность приводной турбины окажется меньше мощности, требуемой для привода насоса. Поэтому при проектировании приводной турбины выбирают проточную часть с большей пропускной способностью (характеристика 3) с тем, чтобы в достаточно широком диапазоне режимов ВС иметь избыточную мощность турбопривода. [c.147]

Пример. Гидропривод, включающий насос и гидромотор с удельным объемом q = 10 сл2 /об и угловой скоростью вала 300 рад сек, предназначен для периодической работы в течение смены (8 ч) с циклами 2 ч до вьщлючения, 2 ч перерыва и т. д. Температура окружающего воздуха от —55° до -(-40° С. Максимальная отдаваемая мощность достигает = 5 кет, а эффективная = = 3 квт к. п. д. т] T]jj, = 0,75. Поверхность теплоотдачи гидропривода F = 0,55 м дополнительную поверхность бака необходимо определить. По условиям сохранения работоспособности [c.44]

Такое сочетание позволяет быстро производить разгон ведомого вала и снил<ать число его оборотов. Однако недостатком такой схемы является излишняя затрата мощности на питательный насос, помимо затраты энергии на работу черпательной трубки, что снижает к. п. д. всей установки. [c.116]

Одним из источников непроизводительной затраты энергии в приводе насосов прессовых установок является холостой пробег насосов. Так, ио литературным данным и данным обследований, проведенных на четырех насосно-аккумуляторных стаяциях, для привода разгруженных насосов требуется 10—2Э 7о номинальной мощности (при мощности приводного двигателя до 500 кет) (см. фиг. 125). При этом с полной (номинальной) нагрузкой насос работает в среднем 50—60 /i> всего времени работы двигателя. Поэтому, если воспользоваться формулой (4. 16), приняв в ней Л х.х=0.2Л/н, г"х.х= O.Sr, то к.п.д. должер быть определен так [c.223]

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]

Насосы с подобными устройствами отличаются большим сроком службы и имеют высокий объемный к. п. д., величина которого для насоса средней мощности (Q = 60 л1мии и р = 120 -i--i- 150 кГIсм ) достигает 0,94—0,96 механический к. п. д. подобного насоса равен 85%. В отдельных случаях эти насосы удовлетворительно работают при давлениях 200 кГ/сж и выше. Некоторые иностранные фирмы выпускают подобные насосы на максимальное давление р = 280 кГ1см . [c.233]

При расчетаз передачи механический к. п. д. поршневого насоса или мотора средней мощности (10—30 л. с.) можно принимать равным 90—96% и объ- емный к. п. д. — 96—98% при номинальных режимах работы и давления 150—200 кГ/сж . [c.293]

Изменение числа оборотов в минуту осуществляется изменением производительности насоса и пропускной способности гидродвигателя. Конструкции гидроприводов вращательного движения чрезвычайно многообразны. Диапазон изменения чисел оборотов достигает 30—50. В первой части диапазона изменение чисел оборотов осуществляется изменением производительности насоса, при этом привод развивает постоянный крутящий момент, а мощность возрастает. Во второй части диапазона изменение чисел оборотов осуществляется с помощью ридродвигателя, при этом мощность остается постоянной, а момент падает. К- п. д. привода зависит от установленного числа оборотов и с повышением числа оборотов падает. Характеристики двигателя (по жесткости) удовлетворяют условиям работы как в приводах главного рабочего движения, так и подачи. [c.191]

Более высокий к. п. д. может быть получен при использовании в схеме двух насосов 1 и 2 (рис. П.П1, б) различной производительности, которые могут быть включены либо поочередно, либо одновременно. При малых скоростях включается один насос 2 малой производительности, а насос 1 работает на слив, при средних скоростях включается один насос 1 высокой производительности, а насос 2 работает на слив, а при больших скоростях включаются оба насоса. Подобная схема имеет настолько высокий к. п. д., что она используется в гидроприводе главного движения попёречностро-гального станка 637 мощностью 10 кет, а также в ряде других приводов главного движения. [c.354]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...