Окружная составляющая скорости жидкости в канале

Вихревой насос был разработан в 1920 г. почти одновременно в Германии (открытого типа) и США (закрытого типа). Первые исследовательские работы по вихревым насосам были проделаны немецким ученым К. Риттером [21, 1], который разработал следующую гипотезу вихревого рабочего процесса. Опыты показывают, что вихревой насос способен сообщать энергию протекающей через него жидкости только при достаточно малых подачах, при которых средняя окружная составляющая скорости жидкости в канале меньше окружной скорости рабочего колеса. При этом центробежные силы, действующие на частички жидкости в канале, меньше, чем в колесе. Из-за разности центробежных сил возникают кольцевые токи (продольный вихрь) (рис. 7). Жидкость на пути от всасывающего до [c.11]

Рассмотрим характеристику вихревого насоса. Пусть подача насоса Q = Fu. При этом окружная составляющая скорости жидкости в канале равна окружной скорости рабочего колеса. Жидкость в колесе и канале вращается как одно целое с одинаковой окружной скоростью. Силы, вызывающие продольный вихрь, отсутствуют, и он не образуется. Следовательно, при 0 = Ри теоретический напор вихревого рабочего процесса равен нулю, [c.15]

Закон распределения окружных составляющих скоростей жидкости в канале при статической проливке не зависит от расхода жидкости (с точностью до влияния числа Рейнольдса). Из приведенной схемы расчета (см., например, табл. 4) и экспериментальных графиков (см. рис. 28) видно, что у работающего насоса такая зависимость велика. Следовательно 1) движущая сила продольного вихря при статической проливке (разность напоров, обусловленных центробежными силами в канале и колесе) пропорциональна квадрату расхода при работе насоса движущая сила (потенциальный напор, сообщаемый колесом жидкости, минус напор, вызванный цент- [c.77]

Чем меньше подача, тем больше разница окружных составляющих скоростей жидкости в колесе и в канале, тем больше силы, вызывающие продольный вихрь, и тем больше напор. Таким образом, напор увеличивается при уменьшении подачи (рис. 10). [c.16]

Окружную скорость Vu2 жидкости на выходе из рабочего колеса на расчетной струйке можно определить по теории гидродинамических решеток. Для определения окружной скорости Vul жидкости на входе в рабочее колесо в первом приближении считаем, что средняя окружная составляющая скорости жидкости на расчетной липки тока в канале равна средней по сечению канала окружной скорости жидкости [c.22]

Чтобы воспользоваться этим уравнением для определения Уи1, надо знать закон изменения окружной составляющей скорости жидкости вдоль меридиональной проекции линии тока в канале. [c.22]

Существует мнение, что метод Аргунова применим для насосов с периферийным каналом, так как в таких насосах, якобы, не возникает продольного вихря ни при проливке, ни при работе и, следовательно, работа таких насосов обусловлена только влиянием поперечных вихрей. Покажем, что при статической проливке рабочей полости насоса с периферийным каналом продольного вихря не возникает. Предположим, что такой вихрь образовался. При этом окружная составляющая скорости жидкости на выходе нз рабочего колеса значительно меньше, чем на входе в него. Центробежные силы, действующие на частицы жидкости в половине канала, примыкающей-к выходной части кромки лопатки, меньше, чем в половине канала, примыкающей к входной части кромок. Следовательно, центробежные силы противодействуют продольному вихрю и уничтожают его. При работе насоса центробежные силы, действующие на жидкость в периферийном канале, наоборот, способствуют возникновению продольного вихря (см. подразд. 19). Эксперименты подтвердили наличие продольного вихря у насоса с периферийным каналом при работе на насосном режиме. [c.78]

Так же как и для вихревого насоса, считаем закон изменения окружной составляющей скорости жидкости вдоль меридиональной проекции расчетной струйки в канале степенным [c.177]

Чтобы определить гидравлическую мощность вихревого рабочего процесса Л ,, рассмотрим равновесие жидкости в канале. На рис. 5 изображена развертка сечения канала цилиндром, соосным насосу. На жидкость, находящуюся в канале, действуют силы давления Р и Р на сечения входа в капал и выхода из него, окружная составляющая сил трения жидкости о стенку канала Ти и силы Гк, с которой рабочее колесо действует на жидкость в канале. Учитывая, что моменты скоростей жидкости во входном и выходном сечениях канала практически одинаковы, получим момент сил, с которыми рабочее колесо действует на жидкость в канале [c.8]

Для определения окружной составляющей скорости на входе можно принять в первом приближении, что в канале средняя окружная составляющая скорости во всех струйках одинакова и равна где Ск.р — средний (расчетный) расход жидкости [c.20]

Гидравлические потерн, обусловленные окрул<ной составляющей сил трения на стенке канала ки, вычисляем по формуле (153). Для определения коэффициента Ки рассмотрим режим при котором продольный вихрь отсутствует и жидкость в канале движется в окружном направлении со скоростью и — = ( )Я. Для этого режима потери ки вычисляют 1Ю формуле (71). При Q = Fu располагаемый напор вихревого рабочего процесса равен нулю и потери ки равны напору турбины Ъи ки-2 и = = 0,37 (см. рис. 109). Подставив это значение Ни в уравнение (71), получим / = 0,00383 и Ки Щ = 0,0115. [c.183]

Рис. 1.3.6. Расчетные профили окружной составляющей вектора скорости течения вязкой жидкости в винтовом коаксиальном канале обозначения те же, что иа рис. 13.5

При работе насоса в насосных режимах разность средней окружной составляющей скорости жидкости в канале Vu p и окружной скорости рабочего колеса и и равна Отсюда, согласно указанному предположению, напор насоса [c.76]

Распределение окружных составляющих скоростей жидкости в канале соответствует закону 1 г = соп51 = у 2/ 2 и, следовательно, расход жидкости [c.93]

Уменьшение мощности М больше, чем уменьшение мощности Л п.в, так как коэффициент кинетической энергии а больше, чем коэффициент количества движения Р кроме того, мощность N уменьшается также из-за наличия меридионального движения в выходном сечении канала и большего значения рпых в уравнении (135), чем в уравнении (137). Поэтому уравнение (138) дает заниженное значение Ло.кЛр-п- Так как окружная составляющая скорости жидкости в канале у вихревой турбины значительно больше, чем у вихревого иасоса, то неточность уравнения (138) больше, чем уравнения (в). [c.175]

На рис. 73 изображены характеристики двух опытных модификаций насоса СВН-80А. Один насос без дополнительного глухого канала не обладает самовсасывающей способностью (кривая 1), другой с дополнительным глухим каналом — самовсасывающий (кривая 2). В остальном насосы ничем не отличаются. Опыты показали, что характеристики обоих насосов совпадают при больших подачах. При малых же подачах характеристика насоса с дополнительным глухим каналов (кривая 2) более пологая. Это объясняется, ио-видимому, влиянием дополнительного глухого канала на распределение окружной составляющей скорости жидкости в конечном участке канала. При малых подачах жидкость, выхо/дящая с большой скоростью из колеса на его периферии, при отсутствии глухого канала поступает через напорное окно в отвод, где передает свое количество движения находящейся здесь жидкости. В результате давление в отводе повышается по сравнению с давлением в канале. Под действием этого повышенного давления жидкость из отвода возврашается в канал через внутреннюю часть напорного отверстия с большой окружной скоростью. У иасоса с дополнительным глухим каналом в последний поступает наиболее быстродвижущаяся часть жидкости. Эта жидкость выходит в отвод с малой скоростью на значительном удалении от основного напорного окна и на давление в отводе практически не [c.131]

Вода, иодводи.мая к турбине, проходит направляющий аппарат I, представляющий собой систему лопаток 2, установленных под определенным углом к радиусу. Лопатки делают поворотными, что позволяет изменять скорость и расход жидкости и, следовательно, мощность турбины. Направляющий аппарат создает окружную составляющую скорости жидкости на входе в каналы между рабочими лопатками 3, установленными на рабочем колесе 4. На поверхности лопаток во время течения жидкости создается активная и реактивная силы, поскольку направление скорости и ее величина относительно лопаток меняется относительная ско рость ш возрастает, так как межлоиаточные каналы представляют собой систему сопел. После того как энергия воды будет израсходована на рабочем колесе, вода через осевой расширяющий насадок (диффузор) 5 выводится из турбины. Направляющий аппарат и корпус турбины образуют неподвижную часть — статор. Рабочее колесо и вал, на котором оно установлено, образуют ротор. На рис. 2.14,6 показана схема расположения сопловых лопаток и лопаток рабочего колеса, а также показано направление абсолютной скорости с и относительной скорости т на выходе из сопел С] и аУ] и на выходе с рабочих лопаток и т2. Относительная скорость определяется как геометрическая сумма абсолютной скорости и окружной скорости и. [c.88]

Попыткой объяснить природу неизбежных потерь энергии в вихревом насосе явилась гипотеза обмена количеством движения, разработанная немецким у.ченым В. Шмидхеном [22]. Благодаря наличию продольного вихря жидкость проходит через рабочее колесо, приобретая окружную составляющую скорости, большую скорости жидкости в канале. При смешении жидкости, текущей по каналу и выходящей из рабочего колеса, жидкость в канале получает ударный импульс в направлении движения колеса. В результате увеличивается давление вдоль канала. Перемешивание частиц жидкости, движущихся в канале с разными скоростями, приводит к интенсивному вихреобразованию [c.12]

Расчет выполняют по расчетной струйке, делящей расстояние от оси продольного вихря до стенки канала в отношении 2 1. Методика вычисления координаты оси продольного вихря в работе Г. Энгельса не приведена. Расчетным является уравнение (14), в котором принято dQ df = Qм f. Окружная составляющая скорости жидкости на выходе из колеса определена по общей теории лопастных насосов. Окружная составляющая скорости жидкости на входе в колесо ии вычислена ио формуле (13), которая не подтверждается опытом. Расход по каналу принят равным подаче насоса, что недостаточно корректно. Расход меридионального потока Qм определен нз баланса энергии в насосе. Гидравлическая. мопцюсть вихревого рабочего процесса [c.69]

Исходным уравнением для расчета насоса является уравЕ1ение (14), в котором принято dQм df = Qtл F. Связь окружных составляющих скоростей на выходе из колеса и на входе в него у определяется уравнением расхода (15). Закон изменения окружной составляющей скорости жидкости у и вдOw ь меридиональной проекции расчетной струйки в канале, необходимый для вычисления скорости Уиь найден при допущении отсутствия сил трения жидкости о стенки канала и взаимодействия струек. Используя это допущение, авторы схемы получили дифференциальное уравнение моментов количества движения для участка расчетного слоя в канале, ограниченного двумя меридиональными сечениями, расположепными под углом с1ц) одно к другому, и двумя бесконечно близкими нормальными сечениями меридионального потока. При интегрировании этого уравнения были приняты допущения, схематизирующие меридиональный поток жидкости. Получающееся таким образом распределен ие г- вдоль меридиональной проекции расчетной струйки в канале, близкое к линейному, не соответствует действительному (см. подразд. 11). Иа основании тех же допущений проинтегрировано уравнение (15). При этом расход по каналу был принят равным подаче насоса. Согласно изложенному выше такое допущение является недостаточно точным. [c.70]

Авторы схемы приняли окружную составляющую скорости жидкости на входе в рабочее колесо равной средней окружной скорости в канале Vxii = QiP. Такой выбор скорости Vui предполагает мгновенное уменьшение окружной составляющей скорости на выходе нз рабочего колеса до значения Q/f. Описанное выше опытное определегите распределения скоростей в канале насоса противоречит этому. Опыт показал, что при работе в насосном режиме окружная составляющая скорости на входе в рабочее колесо значительно меньше средней скорости в канале. Разницей радиусов входа и выхода авторы схемы пренебрегают. При этом уравнение (14) принимает вид [c.71]

Рассмотрим подробнее рабочий процесс вихревого насоса с периферийным каналом. Покажем, что у такого насоса возникает продольный вихрь. Если продольный вихрь образовался, то окружная составляющая скорости жидкости на выходе из рабочего колеса больше, чем на входе в него. Центробежные силы, действующие на частицы жидкости в половине канала, примыкающей к выходной части кромки лопаток, больше, чем в половине канала, примыкающей к входной части кромки. Следовательно, центробежные силы способствуют возникновению продольного вихря. Последний образуется, если напор, обусловливающий возникновение вихря и равный Ядот-г- цб, положителен. Потенциальный напор колеса насоса с периферийным каналом [c.79]

На выходе из колеса скорость жидкости меньше скорости жидкости в канале. При смешении жидкости, выходящей из колеса, с жидкостью, текущей по каналу, ее окружная скорость увеличивается. Смешение жидкостей сопровождается гидравлическими потерями, составляющими часть потерь вихревого рабочего процесса. К этим же потерям относятся потери иа преодоление мерид1юнальной составляющей сил трения на стейке канала и гидравлические потери в рабочем колесе. [c.171]

По данным расходных характеристик ряда радиальных турбодвигателей, имеющих различные удельте быстроходности, с учетом зависимости (21.13) установлено, что СЕзависит от окружной составляющей скорости относительного движения жидкости в межлопастном канале н-1". Причем имеет минимум, который соответствует разности углов расхода в абсолютном и относительном движения У1 — ) 1 -> 12°, независимо от величин входных углов решетки лопастей. Отсюда можно сделать вывод об оптимальной величине входного угла лопасти =01+ 12. Однако, т.к. минимум сохраняется в достаточно широком диапазоне изменений величины 1 , то без заметного ущерба для КПД угол/З1 может быть принят и с отклонением от оптимальной величины и практически принимается в пределах 30°. [c.435]

СВН-80, ВС-65 (ось ординат слсва) II насоса фирмы Зиги (ось ординат справа). Полученные опытным путем графики подтверждают найденные зависимости. Графики близки к линейным. Небольшое отклонение графиков от прямых линий объясняется тем, что зависимость гидравлических потерь ки и /гвх.вых от напора нелинейна. Гидравлические потери иа входе и выходе Явх.вых приблизительно пропорциональны квадрату подачи. Зависимость гидравлических потерь в канале /г от подачи более сложная. При нулевой подаче жидкость в канале движется в окружном направлении, имея на выходе из рабочего колеса окружную составляющую скорости, близкую к окружной скорости колеса, а на входе — окружную скорость, противоположную вращению колеса, и потери ки не равны нулю. Однако эти потери увеличиваются с увеличением подачи. Таким образом, гидравлические потери / ,4-/Гвх.вых увеличиваются с увеличением подачи и уменьшаются с увеличением напора (рис. 12). Имея зависимость /1м-т-/Гвх.вых ОТ Н, МОЖНО ПОСТрОИТЬ ПО урав-нению (8) график зависимости М Н). [c.18]

Рис. 13.10. Расчетные профили осевой (а) и окружной (б) составляющих вектора скорости течения вязкой жидкости в винтовом коаксиальном канале (тепловые граничные условия второго рода, q= onst) обозначения те же, что на рис. 13.5

Кинематика потока жидкости, циркулирующего в межлопастных каналах насосного и турбинного колес, может быть представлена параллелограммами трех составляющих средней скорости — абсолютной, переносной и относительной, аналогично тому, как это описано в пп. 20.4 и 21.2. В разных режимах работы гидромуфты расход и окружные составляющие абсолютных скоростей потока на входах и выходах решеток лопастей насосного и ту1 инного колес различны, в связи с чем при переходе от режима к режиму изменяются и значения моментов, определяемые по формулам (22.1) и (22.2). При частичном заполнении полости гидромуфты без тора рабочей жидкостью в указанных формулах появляется еще одна переменная — внутренний радиус потока, что связано с изменением формы его радиального сечения. [c.460]

Для определения меридиональной скорости авторы схемы расчета рассмотрели равновесие жидкости и баланс энергии на элементе канала и колеса. При этом было принято, что гидравлические потери складываются лишь из потерь на преодоление окружной и меридиональной составляющих сил трения на стенке канала и потерь в рабочем колесе. В действительности в канале имеются также значительные потери энергии на вихреобразование при интенсивном перемешивании частиц жидкости, выходящей из рабочего колеса с разными скоростями. Аналогично потерям при слиянии потоков с разными скоростями эти потери почти не влияют на касател. ные напт)яже-иия на стенке канала. Неучет этих потерь является основной ошибкой расс.матриваемой с.х емы расчета насоса. [c.70]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...