Ударные потери

Основной причиной несколько большей эффективности сужающихся камер при дозвуковых скоростях является уменьшение разности скоростей потоков и снижение ударных потерь при смешении, так как процесс смешения происходит в ускоряющемся потоке. При этом, однако, следует учитывать, что увеличение выходной скорости W3 может привести к возрастанию потерь в диффузоре. [c.513]

Сохранение полного давления смеси является следствием того, что одновременно с ростом коэффициента эжекции увеличивается скорость эжектируемого газа и уменьшаются ударные потери при смешении потоков. [c.546]

Все рассмотренные выше результаты получены в предположении, что потери трения в элементах эжектора пренебрежимо малы, и эффективность эжектора зависит только от ударных потерь, возникающих в процессе смешения. В действительности, помимо потерь при смешении, в элементах эжектора имеются дополнительные, вторичные потери, не связанные с самим существом процесса подмешивания дополнительной массы. Это в первую очередь гидравлические потери в соплах (потери полного давления газов до входа в камеру), потери на трение в смесительной камере и потери при торможении потока в диффузоре. [c.560]

Суд — коэффициент ударных потерь в гидротрансформаторе Wu — проекция геометрической разности относительных скоростей потока (рис. 196). [c.309]

Поскольку обтекание рабочих колес жидкостью происходит при больших скоростях, потери на трение в турботрансформаторе значительны. Кроме того, при режиме работы турботрансформатора, отличающемся от Номинального, вход жидкости на рабочие колеса сопровождается большими ударными потерями, что также снижает его к. п. д. При номинальном режиме к. п. д. турботрансформатора обычно составляет 0,8—0,9. [c.175]

Ландау и Лифшиц [Л. 28] показали, что в скачке уплотнения однородной среды конденсация принципиально исключена. Иное положение может сложиться при течении двухфазного вещества. В скачках уплотнения происходит выделение тепла, связанное с ударной потерей кинетической энергии. В тех случаях, когда выделившееся количество тепла оказывается недостаточным для нагрева конденсированной части потока до новой равновесной температуры, отвечающей давлению за фронтом разрыва (например, при относительно высокой влажности набегающей среды или в слабых скачках), часть газообразной фазы конденсируется, освобождая недостающее количество тепла. При сравнительно же высоком начальном паросодержании, а также в скачках значительной интенсивности, когда количество выделяющегося тепла превышает его расход на нагрев конденсированной фазы, происходит осушка, а в известных случаях и перегрев пара. [c.236]

В обычных ГТУ давление воздуха и начальное давление про-.дуктов сгорания близки друг другу. В комбинированных же установках давление пара может значительно превышать давление газа, что открывает возможность (там, где это целесообразно) организовать их смешение при одинаковых теплоперепадах. В этих условиях можно исключить ударные потери — основные в необратимых потерях механической энергии, происходящих при смешении потоков. Наконец, насыщенный пар, расширяясь, будет, естественно, нести взвешенную влагу, которую в некоторых случаях пытаются искусственным путем вводить в газовый или воздушный поток для создания охлаждающего действия. Все это дает основание рассматривать возможности применения пара в качестве охлаждающего агента в комбинированных парогазовых установках. Температура уходящих газов в обычных ГТУ иногда настолько велика, что позволяет организовать в котлах-утилизаторах выработку пара в количествах, необходимых для охлаждения проточной части турбины. В отдельных случаях может оказаться целесообразным даже пойти для этого на некоторое сокращение степени регенерации. Следует иметь в виду, что замена воздуха паром обычно не требует каких-либо переделок конструкции системы охлаждения. Кроме того, пар может оправдать применение таких конструктивных решений, которые при использовании воздуха являются заведомо нецелесообразными. [c.106]

Малые значения величины позволяют добиться удовлетворительных значений параметра и/С и — окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса турбины) при умеренных угловых скоростях. Так, по данным [39], частота вращения теплофикационных органических турбин лежит в пределах 25. .. 50 с" , что дает возможность изготавливать диски рабочих колес из дешевой стали. Заметим, что в турбинах космических ПТУ часто идут на увеличение частоты вращения до 400 с [132] и даже до 1600 с" [25] с целью сокращения диаметра рабочего колеса в соответствии с жесткими требованиями по компоновке энергоустановки. При малых значениях Сф снижаются также ударные потери при подводе потока ОРТ к лопаткам рабочего колеса, а следовательно, повышается лопаточный КПД турбины. [c.14]

Введем понятие идеального конденсирующего инжектора для оценки совершенства реального инжектора. При этом будем считать [108], что он имеет одинаковые с реальным инжектором параметры на входе, но будет характеризоваться отсутствием потерь в соплах и диффузоре (в том числе и скачковых) и иметь лишь ударные потери в камере смешения, а статические параметры смешанного потока перед диффузором будут соответствовать состоянию на кривой насыщения. [c.138]

Ударные потери будем искать в виде [c.35]

Из данных табл. 4 следует, что к. п. д. сопел при больших противодавлениях принимают очень низкие значения. Если удлинением сопел расчетные противодавления понизить до значений ниже атмосферных, то в последующих V—V, VI—VI, VII—VII сечениях к. п. д. при наличии в этих сечениях ударов примут, как следует из табл. 4, более высокие значения, но все же эти значения, как связанные с ударными потерями, будут низки. Поэтому работа расширяющихся сопел на переменных режимах с повышением противодавления или с понижением начальных параметров пара связана со значительными потерями, возникающими из-за прямого скачка уплотнения в расширяющейся его части. На этом основании стараются не применять расширяющиеся сопла при отношении давлений po/pi в пределах от 2 до 4, используя для этого суживающиеся сопла с расширением пара в косом его срезе. [c.98]

Ударные потери существенно ухудшают к. п. д. гидротрансформатора при отклонении режима от номинального. Очевидно, что чем больше отклонение от номинального режима, установленного для данной конструкции, тем интенсивнее ударное течение на входе в лопаточные колеса и тем выше вызванные этим ударные потери. Одновременно с этим снижается к. п. д. [c.16]

Теоретическая скорость, потерянная на удар, определяется геометрически. Скорость, действительно соответствующая ударным потерям, должна быть меньше. Это обстоятельство учитывают в расчетах введением коэффициента удара х, на который должно быть умножено теоретическое значение скорости, чтобы получить практическую величину эффективных потерь на удар. Указанный коэффициент удара к обычно <1 и во многих случаях достигает величины 0,5 0,7 или, в среднем, — 0,6. [c.40]

Ниже будет показано, какое влияние на рабочий процесс гидротрансформатора могут оказать специальные устройства с многоступенчатыми элементами. С их помощью можно улучшить форму кривой к. п. д., уменьшив ударные потери, которые возникают при отклонении режима работы от номинального. [c.136]

JV +Wp+ZV —внутренние потерн ударные потери Wpj = р Ра, X [c.148]

ОПРЕДЕЛЕНИЕ УДАРНЫХ ПОТЕРЬ [c.163]

Ударные потери на входе в насос (точка /). Анализируя pa-i бочий процесс гидротрансформатора при различных передаточ" ных отношениях, т. е. при переменном числе оборотов турбины, задаются постоянным числом оборотов насоса. [c.163]

Ударные потери на входе в турбину (точка 3). Так как речь идет о турбине, то очевидно, что ударная скорость должна зависеть как от х так и от ф. Из рис. 67 можно заключить, что при ф=1 и переменном значении х ударная скорость совпадает со своей горизонтальной составляющей ш з. Ее величина определяется из тождества приведенных ниже отношений (для <р=1) [c.163]

Общие ударные потери. Вводя одинаковые поправочные коэффициенты (xi x3 x5 t x), можно получить выражения для [c.164]

При проектировании гидротрансформатора задаются величинами А, В, С, D, Е и F. Они зависят от поправочного коэффициента X, который равен отношению действительного значения ударных потерь к теоретическому (геометрическому). [c.168]

Как известно, основная доля потерь на режимах, значительно отклоняющихся от ф=1, приходится на ударные потери. [c.178]

При расчете гидравлических ударных потерь на входе в насос (в месте перехода жидкости из реактора в насос) предполагается, что гидротрансформатор работает с постоянным числом оборотов двигателя (насоса) По. [c.192]

Теперь необходимо установить, что произойдет, если число оборотов По (или окружная скорость насоса на входе Ui) будет изменяться, и окажет ли это изменение влияние на величину ударных потерь при входе в насос. С этой целью при любом заданном номинальном передаточном отношении i и при постоянном коэффициенте режима ф= 1 изменяют Oq. [c.193]

Из этих рассуждений вытекает важное и собственно оче видное обстоятельство коэффициент расхода х не меняется с изменением расхода Q, пропорционального числу оборотов насоса По, и, следовательно, изменение По само по себе не может ыт пучиной ударных потерь, так как треугольники скоростей i = Ui + Wi сохраняют свое подобие. / [c.194]

Если бы можно было непрерывно и автоматически изменять входной угол лопатки, приспосабливая его к меняющимся режимам работы, то при каждом передаточном отношении образовывались бы новые треугольники скоростей, жидкость могла бы постоянно входить в рабочие колеса без удара, и ударные потери были бы устранены. [c.230]

Более эффективна другая система уменьшения (хотя и частичного) ударных потерь. Речь идет о способе, сущность которого станет ясна из приведенного ниже примера. Обратимся к уравнению (265), которое приведено еще раз ниже в упрощенной форме при х= 1 [c.231]

Итак, ранее найденные суммарные ударные потери состав-100 [c.233]

Прежде чем перейти к дальнейшему анализу, заметим, что на номинальном режиме (при отсутствии ударных потерь) в балансе энергии, с помощью которого определяется гидравлический к. п. д. е номинального режима [по уравнению (256)], ничего не изменится, если вместо одноступенчатой турбины имеется двухступенчатая. [c.242]

Удар на входе 163 Ударные потери 163, 178 [c.317]

Коэффициент ударных потерь рекомендуется брать для гидропередач с центробежной турбиной фуа=1, с центростремительной турбиной (руд = 0,3 0,5 в зависимости от угла атаки. [c.46]

Обычно в расчетной точке характеристики нет ударных потерь, поэтому можно считать, что в этом режиме все потери пропорциональны квадрату расхода. Известные гидротрансформаторы имеют в расчетной точке к. п. д. 0,85—0,88, [c.106]

Однако этого достичь трудно из-за возможного возрастания ударных потерь, но можно установить необходимый диапазон изменения расхода при заданном диапазоне регулирования р = [c.107]

Рис. 35. Примерный график изменения ударных потерь в функции относительного

В первом приближении коэффициент ударных потерь принимаем равным единице на всех режимах независимо от направления удара — в лицевую или тыльную сторону лопатки. [c.29]

Принятое допущение несколько изменяет к. п. д. рабочих колес на нерасчетных режимах по сравнению с действительным к. п. д. Но поскольку оно применяется при расчетах характеристик гидротрансформаторов [19], а также и других машин [14], расчет можно вести, используя положение о равенстве коэффициентов ударных потерь независимо от направления набегающего потока. Коэффициент Суд принимаем равным единице из-за отсутствия достаточных данных, позволяющих уточнить его значение в зависимости от угла атаки, направленности потока и геометрических параметров решетки. [c.29]

Затем была найдена разность напоров насосного и турбинного колес, представляющая собой потери. Потери были разбиты на две группы потери, пропорциональные квад )ату относительной скорости, сюда входят потери на трение, на поворот струи и т. д. (в дальнейшем будем именовать их потерями трения) ударные потери — пропорциональные квадрату разности окружных составляющих абсолютной скорости потока до лопаток и на лопатках. [c.59]

Характерно, что при г/Днр 0,3 кривые х г/Вк ) сливаются, а при г// нр = 2 выходят на почти горизонтальный участок с очень высоким значением ц > 0,98 при столь большом радиусе скруглешш стенки горловины вихревые и ударные потери практически отсутствуют и остается только сопротивление трения. Дальнейшее увеличение радиуса скругления нецелесообразно, так как удлиняет околозвуковую часть сопла н приводит к увеличению сопротивления трения. На рис. 8.5 показана зависимость [c.434]

Влияние вторичных потерь на реактивную тягу в полете более существенно, чем при работе на месте. Дело в том, что с увеличением скорости движения аппарата увеличиваются расход и скорость эжектируемого газа и соответственно возрастают потери на трение, примерно пропорциональные количеству движения GsWs- Поскольку ударные потери в процессе смешения при этом уменьшаются, то вторичные потери, связанные с трением, становятся преобладающими и в основном определяют совершенство процесса. Если без учета этих потерь выигрыш в тяге лишь снижается с ростом а, то при реальных значениях коэффициентов потерь уже при со = 0,2—0,3 выигрыш в тяге исчезает, а для больших значений скорости движения вместо прироста получится снижение тяги. [c.561]

Потери, связанные с Д1аличием угла атаки, многие авторы называют ударными потерями, но это название не соответствует действительному процессу возникновения потерь. Ударные потери — это только часть потерь, которые образуются при натекании потока под углом. [c.56]

Приращение энтропии 5з- — является следствием ударных потерь при различных начальных скоростях смешивающихся потоков и неравновесного теплообмена при конденсации вследствие наличия перепада температур между потоками пара и жидкости. Однако S3 = S4, поэтому совместное решение уравнений закона сохранения энергии для всего инжектора в целом, неразрывности и сохранения количестза движения позволяет построить кривую [c.139]

С помощью коэффициента рш можно учесть дисковое трение и вихревые потери, которые возникают в межколесных зазорах при взаимном проскальзывании колес. Эти потери не будут учитываться в дальнейшем при определении ударных потерь. [c.145]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...