Момент количества движения потока

Уравнение (5-17) показывает, что величина момента М пропорциональна Q и увеличению момента скорости потока (увеличению его закрутки) v R. В промежутках от 2Я до 1Т и от 2Т до 1/У между лопастными системами момент количества движения потока не изменен. Поэтому его уменьшение в турбинном колесе всегда равно прира-, щению в насосном колесе, что подтверждает справедливость равенства (5-16). [c.383]

Для определения суммарного момента реакции лопаток рабочего колеса при взаимодействии их с потоком жидкости необходимо воспользоваться теоремой об изменении момента количества движения. Согласно этой теореме при установившемся движении изменение момента количества движения потока жидкости, проходящей через рабочее колесо нагнетателя в единицу времени, равно моменту сил реакции лопаток. [c.53]

Основная часть момента М, обозначим ее Ai , передается турбинному колесу потоком жидкости, обтекающим лопастные системы, Объемный расход циркулирующей жидкости обозначим Q. Как показано в 3-2, применительно к лопастному колесу центробежного насоса, величина равна изменению момента количества движения потока, вызванному воздействием лопаток колес. Обычно в колесах гидромуфт устанавливают простейшие плоские радиальные лопатки. Согласно обозначениям на рис. 5-15 момент, расходуемый двигателем на увеличение момента количества движения потока в насосном колесе, [c.383]

Рассмотрим наиболее типичный режим работы, при котором гидротрансформатор увеличивает момент двигателя Mi до момента на ведомом валу /М2 > i- Насосное колесо, используя момент М увеличивает момент количества движения потока. Это выражается в том, что закрутка его возрастает от У 2р 2р на выходе из реактора до и 2н 2в за насосным колесом. Тогда [c.391]

Если лопатки реактора также закручивают поток, т. е. если и 2р 2р > 2г 2г. то общее приращение момента количества движения потока в гидротрансформаторе [c.391]

Рассмотрим процесс передачи момента потоком жидкости. Лопатки насосного колеса, приводимого во вращение двигателем с числом оборотов 1, увлекают жидкость и заставляют ее перемещаться к периферии рабочей полости. При этом потоку сообщается закрутка по направлению вращения колеса, т. е. увеличивается момент количества движения потока. [c.293]

Рпс. 75. Диаграмма скоростей и моментов количества движения потока в колесе центробежного насоса (к выводу основного уравнения). [c.130]

Если средние значения окружных составляющих скорости потока на границах насосного колеса у 2н м1к (рис. 2.87), то согласно уравнению (2.29) Эйлера момент, расходуемый двигателем на увеличение момента количества движения потока, [c.293]

В гидромуфте между насосным и турбинным колесами отсутствуют какие-либо элементы, способные изменить момент количества движения потока. Поэтому увеличение момента количества движения в насосном колесе всегда равно его уменьшению в турбинном колесе, и величина крутящего момента, развиваемого лопастной системой турбинного колеса, также равна М. Отсюда следует, что передача момента потоком жидкости осуществляется [c.294]

В качестве примера выберем более типичный случай, когда реактор увеличивает момент количества движения потока, т. е. сообщает ему закрутку (г ,(2р 2р > п1р 1р)- При этом к реактору приложен со стороны неподвижного корпуса момент [c.296]

Эффект перестройки потока используется для снижения величины передаваемого момента в области малых г путем применения кольцевого порога, устанавливаемого перед входом в насосное колесо. До перестройки поток наталкивается на порог, который в этом случае представляет большое сопротивление на пути жидкости. Из-за этого расход Q уменьшается. Одновременно поток, отклоняемый порогом, входит в насосное колесо на большем радиусе (рис. 2.98, б). По этим причинам согласно выражению (2.138) уменьшается изменение момента количества движения потока и, следовательно, передаваемый момент. [c.316]

Рассмотрим схему расчета горелочных устройств типа ТЛ. Внутренний диаметр завихрителя целесообразно принять равным диаметру горловины горелки. Принимать внутренний диаметр завихрителя больше диаметра горловины горелки нежелательно, так как это приводит к увеличению поперечных размеров горелки и увеличению коэффициента гидравлического сопротивления. Принимать внутренний диаметр завихрителя меньше диаметра цилиндрического устья горелки также нежелательно, так как при этом возрастают габаритные размеры в продольном направлении, появляется необходимость выбора удлиненных лопаток для сохранения оптимальной площади живого сечения завихрителя, уменьшается реально используемый момент количества движения потока вследствие внезапного расширения на выходе из завихрителя. Кроме того, лопаточное устройство будет подвергаться действию топочного излучения, что при малых нагрузках или отключении горелки может привести к его короблению. [c.39]

Момент количества движения потока на радиусе Ri у входа в колесо (рис. 11) [c.18]

Момент количества движения потока па радиусе у выхода из колеса [c.39]

Приведем другой вывод этого уравнения. В соответствии с законами механики следует, что приложенный к потоку момент, равный моменту на валу, вызовет соответствующее ему изменение момента количества движения потока. При отсутствии за- [c.24]

Приведем другой вывод этого уравнения. Из законов механики следует, что приложенный к потоку момент, равный моменту на валу колеса, вызывает соответствующее изменение момента количества движения потока. При отсутствии закручивания потока до колеса изменение момента количества движения будет равно [c.24]

Лишь при одном ограничении, а именно — наличии установившегося относительного движения в области лопастного колеса, момент взаимодействия колеса с потоком равен среднему изменению момента количества движения потока в области колеса - (Уца/ г— 1 1)- Это [c.41]

Задачи элементарной теории. Лопастное колесо является основным элементом насоса и в значительной мере предопределяет всю его конструкцию. Поэтому теория лопастного колеса занимает ведущее место в теории насосов. Основное уравнение лопастных машин (2. 39) позволяет свести задачу по определению напора лопастного колеса к определению приращения момента количества движения потока жидкости в колесе, т. е. свести задачу динамическую к кинематической. Но основное уравнение не устанавливает связи между формой и размерами лопастного колеса, с одной стороны, и создаваемым им изменением момента количества движения потока — с другой. Кинематическое исследование потока идеальной жидкости в области колеса на основе уравнений гидродинамики приводит в общем случае (п. 17) к неразрешенным до настоящего времени задачам. Движение реальной жидкости в области колеса в еще меньшей степени доступно исследованию теоретическим путем. Поэтому изучение движения жидкости в колесе производится на основе упрощенных теоретических схем явления с последующей корректировкой полученных результатов данными опыта. При расчете проточной части колес с часто расположенными лопастями (так, что между ними образуются каналы достаточной длины по сравнению с размерами поперечного сечения) основываются на элементарной струйной теории. Для расчета колес с редко расположенными лопастями, когда можно в первом приближении пренебречь их взаимным влиянием, допустимо использование теории и опыта обтекания единичного профиля. Таким образом, существуют две элементарные теории. Пригодность той или иной из них для расчета лопастного колеса определяется относительной величиной поправки на несоответствие результатов расчета данным опыта, а также устойчивостью значения поправки. Если теория удерживает главнейшие черты реального явления, то она является основанием для накопления и обобщения данных опыта. [c.73]

По-видимому, повышение расхода при значениях Ьп 0,25 Ь по сравнению с теоретическим объясняется уменьшением момента количества движения потока в связи с образованием застойной области (под перегородкой). [c.84]

По мере увеличения длины камеры закручивания возрастает поверхность трения и, как следствие, уменьшается момент количества движения потока жидкости, поступающей в сопло форсунки. При этом увеличивается коэффициент расхода форсунки и снижается угол факела распыливания. В форсунках с большой длиной камеры закручивания течение жидкости приобретает более сложный характер, чем в форсунках с короткой камерой. [c.59]

Полное давление воздушного потока, проходящего через лопаточное колесо, определяется из закона моментов количества движения, согласно которому изменение момента количества движения потока равно моменту вала. Выражение для полного давления потока при отсутствии устройств для закручивания потока записывается в виде , ,, 2 [c.138]

Русский ученый Л. Эйлер, используя теорему о сохранении момента количества движения, получил выражение для определения теоретического напора Нт, развиваемого насосом. Если предположить, что момент количества движения потока жидкости на входе в рабочее колесо равен нулю, то формула Л. Эйлера имеет следующий вид [c.59]

Для возникновения окружного усилия на лопатках колеса необходимо соответствующее уменьшение момента количества движения потока относительно оси вращения. Это достигается определенными формами сопел направляющего аппарата, каналов рабочего колеса и определенным сочетанием между скоростью вращения колеса и скоростями газа. Для этого, в частности, сопла направляющего аппарата и каналы рабочего колеса выполняют таким образом, чтобы скорость потока на выходе из сопел была наклонена под острым углом по направлению вращения колеса, а относительная скорость на выходе из каналов рабочего колеса была направлена под острым углом Ра против направления вращения колеса. [c.368]

Работа центростремительного турбодетандера, как и всякой лопастной машины, основана на явлении изменения момента количества движения потока при протекании через определенным образом выполненные каналы вращающегося колеса. [c.10]

Чтобы энергия потока могла быть передана лопастям колеса, необходимо, чтобы момент количества движения потока на выходе был меньше, чем на входе. Это достигается определенным сочетанием между формой межлопастных каналов колеса и скоростью его вращения. В частности, в этих целях лопасти на выходе загибаются в направлении, противоположном направлению вращения на угол Рг- [c.12]

Удельная работа на лопастях зависит от изменения момента количества движения потока, проходящего через рабочее колесо. Пусть поток с секундным расходом О, который мы на входе и выходе предполагаем плоским и перпендикулярным оси вращения при входе в колесо радиуса Г1 (фиг. 7), обладает средней абсолютной скоростью входа Сь наклоненной под уг- [c.15]

Гидротрансформаторы, типичные схемы лопастных систем которых представлены на рис. 2.89 и 2.111, отличаются от гидромуфт тем, что кроме насосного 1 и турбинного 2 колес в их рабочей полости установлены жестко соединенные с неподвижным корпусом 4 машины лопастные колеса реактора (направляющего аппарата) 3. Обычно эти колеса устанавливают между выходом из турбинного колеса и входом в насосное колесо, хотя возможна их установка и в другом промежутке между колесами. Реактор, отклоняя жидкость своими лопатками, изменяет момент количества движения потока. Следовательно, в гидротрансформаторе моменты количества движени<г за турбинным колесом и перед входом в насосное колесо не равны друг другу. [c.296]

Эффективны предварительная ранжировка параметров в рамках принятой модели вихревого эффекта и выбор переменных, наиболее существенных для процесса. В работе Б. Н. Калашникова такими переменными приняты расход сжатого газа Ос, момент количества движения потока М, внутренняя, энергия потока Е, расход охлажденного газа Сх, плотность газа перед диафрагмой дг, диаметр вихревой трубы в сопловом сечении /)о, удельные теплоемкости при постоянном давлении Ср и при постоянном объеме с . Из этих восьми переменных составлено четыре независимых безразмерных комплекса [и,= Сх/Сс м = д2ЛГ1/)о/С2с т = ЛГ1/ЛоУ 10с) М = Ср1 Си. [c.20]

Введем масштабы геометрических и газодинамических Сс = С1 параметров. Момент количества движения потока М1 и внутренняя энергия потока 1 характеризуют энергию, вводимую в камеру энергетического разделения с рабочим телом. Зависимой перемен-1Н0Й, к определению которой сводится анализ, является разность энтальпии Асх. В качестве характеристики охлажденного потока примем плотность дг газа в вихревой трубе перед диафрагмой. Поскольку перепады давлений и температур на диафрагме невелики, можно принять А1х = 1с — 1х=Ср(Тс — Т х) =Ср(Гс—Т г) =А 2. [c.21]

Следовательно, мыможем-нанисать, что момент количества движения потока жидкости на радиусе у входа в колесо (рис. 72) будет [c.124]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология