99is estimated to be about } 25 %.

99
is estimated to be about } 25 %. The physical mechanisms of sidewall gap flow are
treated comprehensively in Sect. 9.1, since they are very important for calculating
the axial forces acting on the impeller.
When determining the disk friction losses in a pump, the contributions of all
surfaces rotating in the fluid must be calculated using the equations from Table 3.6.
These include impeller front and rear shrouds, their cylindrical end faces, annular
seals on the impeller and the balance device if any. In the case of radial impellers,
friction on the shrouds by far exceeds the contribution of all other components. The
size of the impeller inlet diameter has little impact since (r1/r2)5 ≪ 1, Eq. (T3.6.2).
For typical radial impellers the disk friction loss can be calculated from the useful
power Pu and the quantities nq, Re and ψopt. This leads to Eq. (T3.5.12) for turbulent
flows, or (more generally) to Eq. (T3.5.13) for laminar and turbulent flows.
In these equations the contributions of front and rear shrouds, including cylindrical
surfaces and annular seals, have been taken into account for typical impeller geometries.
The equations show:
• The share of disk friction losses in the power consumption of a pump drops exponentially
with increasing specific speed and increasing head coefficient. With
low specific speeds disk friction is the main source of loss: at nq = 10, ψopt = 1
and Re = 107 the disk friction is approximately 30 % of the useful power of the
impeller.
• With low specific speeds the head coefficient must be selected as high as possible
in order to improve the efficiency (a high head coefficient leads to a reduced
impeller diameter and consequently less disk friction, since PRR ~ d2
5).
3.6.2 Leakage Losses Through Annular Seals
Close running clearances (“annular seals”) between impeller and casing limit the
leakage from the impeller outlet to the inlet, see Figs. 3.15, 3.16 and Table 3.7. Any
leakage reduces the pump efficiency. Since the entire mechanical energy transferred
by the impeller to the leakage flow (i.e. the increase of the static head and the kinetic
energy) is throttled in the seal and converted into heat, one percent of leakage flow
also means an efficiency loss of one percent. Leakage flows likewise occur on axial
thrust balance devices in which the entire differential head of the pump is throttled
to suction pressure (here, too, the overall efficiency is reduced by one percent for
every percent of leakage).
The annular seal consists of a case ring and a rotating inner cylinder. The radial
clearance s between the rings is small compared to the radius of the rotating parts
(s ≪ rsp). Due to the pressure difference across the seal, an axial flow velocity cax is
generated. With the rotor at rest, this axial flow can be treated according to the laws
of channel flow if the hydraulic diameter dh = 2 × s is used.
Through the rotation of the inner cylinder a circumferential flow is superimposed
on the axial flow. To describe these flow conditions two Reynolds numbers
are required: Re for the axial and Reu for the circumferential flow. Both definitions
3.6 Calculation of Secondary Losses

Kết quả (Việt) 1:

99người ta ước tính phải về} 25%. Các cơ chế vật lý của lốp khoảng cách dòng chảyđiều trị toàn diện trong Sect. 9.1, kể từ khi họ là rất quan trọng để tính toánCác lực lượng thủy lực tác động lên cánh.Khi xác định những đĩa ma sát thiệt hại trong một máy bơm, sự đóng góp của tất cảbề mặt quay trong các chất lỏng phải được tính bằng cách sử dụng các phương trình từ bảng 3.6.Chúng bao gồm cánh phía trước và phía sau shrouds, khuôn mặt của họ kết thúc hình trụ, hình khuyêncon dấu trên các bánh công tác và thiết bị cân bằng nếu có. Trong trường hợp của cánh bơm xuyên tâm,ma sát trên các shrouds bởi đến nay vượt quá sự đóng góp của tất cả các thành phần khác. CácKích thước của đường kính hàng đầu cánh có ít tác động từ (r1/r2) 5 ≪ 1, Eq. (T3.6.2).Cho điển hình bố trí hình tròn impellers tổn thất ma sát đĩa có thể được tính toán từ các hữu íchpin Pu, với số lượng nq, Re và ψopt. Điều này dẫn đến Eq. (T3.5.12) cho hỗn loạndòng chảy, hoặc (nói chung) để Eq. (T3.5.13) cho dòng chảy tầng ép và hỗn loạn.Trong các phương trình sự đóng góp của phía trước và phía sau shrouds, bao gồm hình trụbề mặt và con dấu hình khuyên, đã được đưa vào tài khoản cho điển hình cánh hình.Các phương trình Hiển thị:• Chia sẻ đĩa tổn thất ma sát trong tiêu thụ điện năng của một máy bơm giảm theo cấp số nhânvới tăng vận tốc riêng và tăng đầu hệ số. Vớitốc độ cụ thể thấp đĩa ma sát là nguồn chính của mất: tại nq = 10, ψopt = 1và Re = 107 ma sát đĩa là khoảng 30% lượng hữu ích của cácbánh công tác.• Với tốc độ thấp cụ thể hệ đầu phải được chọn càng cao càng tốtđể cải thiện hiệu quả (một hệ số đầu cao dẫn đến một giảmđường kính cánh và do đó ít ma sát đĩa, kể từ PRR ~ d25).3.6.2 rò rỉ tổn thất thông qua hình khuyên con dấuĐóng chạy clearances ("con dấu hình khuyên") giữa các bánh công tác và vỏ giới hạn cácrò rỉ từ các cửa hàng bánh công tác để các đầu vào, xem Figs. 3,15, 3,16 và bảng 3.7. Bất kỳrò rỉ làm giảm hiệu quả máy bơm. Kể từ khi toàn bộ năng lượng cơ khí chuyểnbởi cánh để dòng rò rỉ (tức là sự gia tăng của người đứng đầu tĩnh và các động lựcnăng lượng) throttled trong con dấu và chuyển đổi thành nhiệt, một phần trăm của dòng chảy rò rỉcũng có nghĩa là một mất hiệu quả của một phần trăm. Rò rỉ dòng chảy tương tự như vậy xảy ra trên trụcthiết bị cân bằng lực đẩy trong đó toàn bộ vi sai đầu của máy bơm throttledđể hút áp lực (ở đây, quá, hiệu quả tổng thể là giảm một phần trăm chomỗi phần trăm của rò rỉ).Con dấu hình khuyên bao gồm một vòng trường hợp và một hình trụ quay bên trong. Bố trí hình tròngiải phóng mặt bằng s giữa các vành đai là nhỏ so với bán kính của các bộ phận quay(s ≪ rsp). Do sự khác biệt áp lực trên con dấu, một dòng chảy hướng trục vận tốc cax làđược tạo ra. Với cánh quạt ở phần còn lại, dòng chảy hướng trục này có thể được điều trị theo pháp luậtKênh dòng nếu đường kính thủy lực dh = 2 × s được sử dụng.Thông qua việc luân chuyển của hình trụ bên trong một dòng chảy vòng tròn chồngtrên dòng chảy hướng trục. Để mô tả những dòng điều kiện hai con số Reynoldsđược yêu cầu: Re cho các trục và Reu cho dòng chảy vòng tròn. Cả hai định nghĩa3,6 tính toán tổn thất thứ cấp

Kết quả (Việt) 2:

99
được ước tính là khoảng ??} 25%. Các cơ chế vật lý của lốp dòng chảy khoảng cách đang
được điều trị một cách toàn diện trong phái. 9.1, vì chúng là rất quan trọng cho việc tính toán
các lực dọc trục tác dụng lên các bánh công tác.
Khi xác định thiệt hại đĩa ma sát trong một máy bơm, sự đóng góp của tất cả
các bề mặt quay trong chất lỏng phải được tính toán bằng cách sử dụng phương trình từ Bảng 3.6.
Chúng bao gồm các cánh quạt phía trước và những tấm vải liệm phía sau, gương mặt cuối cùng trụ của họ, hình khuyên
con dấu trên cánh quạt và các thiết bị cân bằng nếu có. Trong trường hợp của bánh công tác bố trí hình tròn,
ma sát trên tấm vải liệm bằng cách vượt xa sự đóng góp của tất cả các thành phần khác. Các
kích thước của đường kính cánh quạt hút gió có tác động rất ít kể từ (r1 / r2) 5 «1, Eq. (T3.6.2).
Đối với cánh bơm radial điển hình đĩa tổn thất ma sát có thể được tính toán từ các hữu
điện Pu và số lượng NQ, Re và ψopt. Điều này dẫn đến phương. (T3.5.12) cho hỗn loạn
dòng chảy, hoặc (nói chung) để Eq. . (T3.5.13) cho lớp và dòng chảy hỗn loạn
Trong các phương trình đóng góp của phía trước và phía sau những tấm vải liệm, bao gồm trụ
bề mặt và con dấu hình khuyên, đã được đưa vào tài khoản cho hình học bánh công điển hình.
Các phương trình cho thấy:
• Các phần lỗ đĩa ma sát trong tiêu thụ điện năng của một máy bơm giảm theo cấp số nhân
với sự gia tăng tốc độ cụ thể và tăng hệ số đầu. Với
riêng thấp tốc độ đĩa ma sát là nguồn chính gây mất mát: tại NQ = 10, ψopt = 1
và Re = 107 ma sát đĩa là khoảng 30% điện năng hữu ích
của. Cánh
• Với riêng thấp tốc độ hệ số đầu phải chọn càng cao càng tốt
để nâng cao hiệu quả (hệ số đầu cao dẫn đến giảm
đường kính bánh công tác và do ma sát ít hơn đĩa, kể từ PRR ~ d2
5).
3.6.2 Các khoản lỗ rò Thông qua hình khuyên Seals
Đóng chạy hở ("con dấu hình khuyên ") giữa các cánh quạt và vỏ hạn chế
rò rỉ ra khỏi ổ bánh công tác để đầu vào, thấy Figs. 3.15, 3.16 và Bảng 3.7. Bất kỳ
rò rỉ làm giảm hiệu quả bơm. Kể từ khi toàn bộ năng lượng cơ học chuyển
bởi các cánh quạt để dòng rò (tức là sự gia tăng của đầu tĩnh và động
năng lượng) được can thiệp hay trong con dấu và chuyển thành nhiệt, một phần trăm của lưu lượng rò rỉ
cũng có nghĩa là mất hiệu quả của một phần trăm. Rò rỉ dòng tương tự như vậy xảy ra trên trục
các thiết bị cân bằng lực đẩy trong đó toàn bộ đầu khác biệt của máy bơm được can thiệp hay
áp lực hút (ở đây, quá, hiệu quả tổng thể là giảm một phần trăm cho
mỗi phần trăm của sự rò rỉ).
Các con dấu hình khuyên bao gồm một trường hợp chiếc nhẫn và một trụ bên trong xoay. Xuyên tâm
giải phóng mặt bằng s giữa các vòng là nhỏ so với bán kính của các bộ phận quay
(s «RSP). Do sự chênh lệch áp suất trên các con dấu, một vận tốc dòng chảy CAX trục được
tạo ra. Với các rotor đứng yên, dòng chảy dọc trục này có thể được xử lý theo pháp luật
của dòng chảy kênh nếu đường kính thủy lực dh = 2 × s được sử dụng.
Thông qua các vòng quay của trụ bên trong một dòng chảy theo chu vi là chồng
trên dòng chảy dọc trục. Để mô tả những điều kiện dòng chảy hai số Reynolds
được yêu cầu: Re cho các trục và Rều cho dòng chảy tròn. Cả hai định nghĩa
3.6 Tính toán thiệt hại thứ cấp