Потеря выходная

Считая процесс идеальным ( = 0), получим для теоретического к. п. д. j, учитывающего только потерю выходной кинетической энергии [c.386]

Турбины ЛМЗ (рис. II.1). При проектировании унифицированного ряда турбин для повышенных параметров пара была поставлена в качестве одной из главных задача создания одноцилиндровых паровых турбин мощностью до 50 МВт. При проектировании одноцилиндровой конденсационной турбины 50 МВт наиболее дискуссионным был вопрос о потере выходной кинетической энергии за последним рабочим колесом. Не менее сложные вопросы возникали при проектировании турбин мощностью 25 МВт с отборами пара. Турбины этого типа для низких параметров пара ЛМЗ изготовлял двухцилиндровыми, и для решения поставленной задачи были необходимы принципиально новые решения. Отметим особенности этой серии турбин. [c.18]

Чтобы избежать крутых переходов в меридиональном сечении проточной части, в последних ступенях существенно повышают осевые составляющие скорости пара. В первых ступенях ЦНД они равны 80—100 м/с, а при выходе из последнего РК для увеличения объемного расхода пара — 250 и даже 300 м/с на расчетном режиме. Предел повышения осевой скорости при выходе из последнего РК зависит от допустимой потери выходной кинетической энергии. Если же снять это ограничение экономического характера, то все же с приближением выходной скорости к звуковой встретятся [c.45]

ЦНЦ. Двухпоточный ЦНД (рис. ШЛО) состоит из тех же ступеней, что и ЧНД в совмещенном цилиндре. Его к. п. д., по данным испытаний,— 77,6% при степени влажности 9%, а без учета потерь выходной кинетической энергии и от влажности — около 89% [27]. [c.69]

Если сохранять потерю выходной кинетической энергии и в то же время увеличивать окружную скорость, то получаются малые углы р , что может [c.79]

При сравнении вариантов тихоходных и быстроходных турбин необходимо иметь в виду, что в определенных зонах мощностей и объемных расходов пара, при заданных его параметрах и выбранных размерах последних ступеней в одном из вариантов ЦНД могут оказаться недостаточно использованными (заниженные потери выходной кинетической энергии), а в противопоставляемом варианте, наоборот,— предельно эффективно использованными. Это может приводить к существенному изменению удельных масс турбин и их общих экономических показателей. Поэтому для широких обобщений необходим глубокий поиск на базе анализа методически подобранных проектных вариантов. Необходим также большой эксплуатационный опыт [7]. [c.114]

Потеря выходной скорости на удар [c.120]

Отдаваемая мощность. . . Мощность, соответствующая потерям выходной скорости последней ступени. . . [c.273]

При конструировании турбин проточную часть проектируют так, чтобы п возможно большем числе ступеней выходная скорость (Сд, фиг. 20) использовалась в следующей ступени (потерю выходной скорости допускают только [c.289]

Названные потери в колесе пропорциональны квадрату относительной скорости выходные — абсолютной v. При постоянстве расхода и оборотности и небольшом уменьшении 2 также немного растет v, но заметно падает т. е. потеря трения снижается больше, чем растет потеря выходная. Например, пусть 2 = 100%, 2 = 200%, 02 = 90°, 0)2 = 224%. Уменьшение ад до 80° приводит к следующим значениям t 2= 101,6%, да2 = = 207%, т. е. w падает на 17%, а возрастает лишь на 3,2 i ,. [c.27]

В состав гидравлической потери обычно включается потеря выходная — кинетическая энергия, уносимая водой, покидающей последний орган турбины, т. е. ее отсасывающую трубу. Будучи отнесена к 1 кг, она равна [c.71]

Доли гидравлической потери могут быть отнесены к ряду последовательных частей турбины турбинной камере, направителю, колесу, отсасывающей трубе. Доля последней может быть разделена на потерю выходную (в виде кинетической энергии выхода из трубы) и потерю внутреннюю (в самой трубе). [c.155]

Коэффициент полных потерь выходных патрубков конденсационных турбин = 0,6—1,4. Малые значения коэффициента относятся к выходным патрубкам современных мощных паровых турбин. [c.262]

Преобразователь разделен на четыре группы, имеющие независимые выводы, что позволяет исследовать характеристики как отдельных групп термоэлементов, так и преобразователя в целом при последовательном и параллельном соединениях групп. Внутри каждой группы элементы коммутируются последовательно в четыре параллельные цепи, чтобы исключить возможность потери выходной мощности из-за образования трещин в термоэлектрическом материале или коммутации. Для снижения тепловых потерь зазоры между элементами заполнены теплоизоляционным материалом. Общий вид преобразователя показан на рис. 8.12. [c.223]

Чтобы исключить возможность потери выходной МОШ.НОСТИ генератора из-за образования треш.ин в термостолбиках или коммутации, использовано параллельно-последовательное соединение элементов. Такая коммутация обеспечивает 99% вероятности исправного действия преобразователя после запуска ракеты. [c.233]

Оценив таким образом по формулам (5.9) или (5.10) КПД регулирующей ступени, находят КПД нерегулируемых ступеней ЧВД и ЧСД. КПД сомкнутой группы ступеней с полной потерей выходной [c.146]

Заданы входной й и выходной О диаметры диффузора, р также коэффициент сопротивления входного участка насадка и коэффициент потерь фд в диффузоре. [c.130]

Определить расходы бензина через цилиндрический насадок диаметром с = 60 мм и через составной насадок, полученный добавлением к цилиндрическому насадку конического диффузора выходным диаметром О = 80 мм и коэффициентом потерь срд = 0,3. [c.137]

Определить вакуум во входном сечении, которое расположено над уровнем воды на высоте Я = 1,6 м, если выходное сечение трубы заглублено под уровень на h 0,4 м, а коэф )ициент потерь в диффузоре фд = 0,3. [c.159]

Определить расходы рабочей и подсасываемой воды <3 и Qo, если выходной диаметр рабочего сопла с1 = — 20 мм и диаметр смесительной камеры О = 40 мм. Учитывать только потерю при смешении потоков в камере и потерю при выходе из камеры в бак. [c.167]

Определить расходы воды (V = 0,01 Ст) и химической жидкости (V 0,1 Ст), если диаметр d = 5 мм и длина трубки I = бОО мм выходное сечение трубки расположено ниже свободной поверхности на Л = 250 мм. Учитывать только потери на трение по длине трубки. [c.252]

Задача ХШ—28, В активной ковшовой гидротурбине ст])уя воды, диаметр которой й = 50 мм и скорость ь = = 70 м/с, натекает на ковш, выходной угол которого Р = 10 . Коэффициент сопротивления ковша, выражающий потери напора при протекании воды по ковшу через относительную скорость выхода, = 0,2. [c.398]

Выходные патрубки можно выполнить целыми, если сместить сечение улиток с оси симметрии крыльчатки (конструкция г). В этом случае крыльчатку монтируют через крышку. Благодаря устранению периферийного фланца размеры улитки уменьшаются еще больше (максимальный размер 330 мм). Смещение сечений улитки вызывает завихрение водяного потока, но гидравлические потери здесь меньше, чем в конструкции на рис. 17, в. [c.90]

На видах г — е приведен пример изменения конструкции выходного патрубка центробежного насоса. Наиболее целесообразна конструкция е, которая наряду с упрощением литья способствует уменьшению гидравлических потерь в насосе вместо двух поворотов потока жидкости (как в конструкциях г. д) получается только один поворот. [c.61]

При высоких скоростях течения в пористых материалах могут стать заметными потери давления на перестройку течения охладителя на входе и выходе матрицы в связи с резким изменением проходного сечения. Причем выходные потери всегда больше входных из-за меньшего давления газа. На основе расчетов в [8] показано, что потерями давления на выходе, а следовательно, и на входе можно пренебречь почти до наступления звукового истечения, а точнее - до достижения величины расхода охладителя, составляющей 0,92 от величины расхода в режиме достижения скорости звука на выходе из пористого материала. Эти результаты подтверждаются экспериментальными данными, которые показывают также, что для пористых металлов толщиной более 2 мм входными и выходными потерями можно пренебречь. [c.24]

Содержание выходной информации наполняется из БД, что позволяет разделить процессы проектирования и процессы вывода информации. В противном случае большая разница в быстродействии ЭВМ и устройств вывода приводит к неоправданным большим потерям машинного времени. [c.22]

Особенности расчетов на трение в приборных механизмах. Отличительной особенностью механизмов приборного типа является их работа при малом выходном моменте. В этом случае нагрузки в механизме либо обусловлены трением, либо имеют инерционный характер, а весь вращающий момент двигателя расходуется на преодоление сопротивления внутри самого механизма. При расчетах потерь на трение используется закон трения Кулона, согласно которому сила трения [c.80]

Процесс каскадного увеличения числа фотонов в результате вынужденного излучения продолжается до некоторого момента. Как только интенсивность излучения достигает определенного значения, зависящего, в частности, от дифракционных потерь резонатора и пропускной способности полупрозрачного -выходного зеркала резо- [c.384]

Для перестройки и сужения спектра генерации в лазерах на красителях используются дисперсионные светофильтры и призмы, интерферометры Фабри — Перо, дифракционные решетки, а также селективные элементы, работающие на принципе распределенной обратной связи. В РОС-лазерах обратная связь осуществляется за счет брэгговского отражения излучения от периодической структуры, возникающей в акгизной среде в результате модуляции ее показателя преломления. Введение одного селектирующего элемента сужает спектр генерации примерно до 1 нм без существенного снижения выходной мощности. Получение более узких линий достигается за счет комбинации нескольких селекторов и сопряжено со значительными потерями выходной мощности. [c.957]

В тихоходных турбинах потери выходной кинетической энергии за последней ступенью могут быть меньше, а ее к. п. д. выше, чем в быстроходных турбинах. Но снижение длины лопаток последнего РК мощной турбины из соображений надежности приводит к увеличению числа параллельных потоков в ЧНД и, следовательно, к уменьшению длин лопаток первых ступеней ЧНД. Увеличение числа параллельных потоков в ЧНД также повышает длину перепускных труб и их гидравлическое сопротивление. Поэтому, сравнивая экономичность турбин с неодинаковыми относительными размерами последних ступеней, необходимо учитывать также различие потерь энергии в паропроводах и во всем ЦНД, в том числе — концевых и от утечек в уплотнениях в первых ступенях ЦНД. Это различие потерь сказывается тем сильнее, чем выше разделительное давление и чем больше отстоит проектируемый ЦНД от предельно допустимого по размерам последней ступени. Это важное обстоятельство побуждает конструктора применять последнее РК с максимально возможной ометаемой лопатками площадью. [c.114]

Коэффициент полезного действия турбины ( 2-3) может вычисляться в двух разных видах в зависимости от того, что считать за рабочий напор турбины, а именно, относить ли к ее потерям выходную из отсасывающей трубы кинетическую энергию или нет. С точки зрения эксплуатации гидростанции для нее эта энергия есть, конечно, потеря и к. п. д. турбины следует вычислять в первом виде, т. е. за напор принимать разность удельных энергий при входе в турбину и в нижнем бьефе. Мы такой к. п. д. турбины и соответствуюпщй рабочий напор предложили называть полными [Л. 182]. [c.72]

При формировании цифровых магнитных сигналограмм требуется обеспечить полное промагничивание рабочего слоя носителя для снижения слойных потерь выходного сигнала и минимальную длину переходов намагниченности для получения высокой разрешающей способности системы. Поле размагничивания идеализированных ступенчатых переходов намагниченности при перпендикулярной и продольной записи определяется по формулам [c.142]

Увеличение быстроходности, связанное с уменьшепнем п -пора, ведет к уменьшению выходного диаметра рабочего колеса = 2,5 -i- 1,4), Дли умеиыпоиня гидравлических потерь на входе в рабочее колесо, значение которых в общем балансе энергии возрастает по мере уменьшения напора насоса, входной участок лопаток выполняется двойной кривизны. Выходной участок имеет цилиндрическу ю фо рму. [c.183]

Полуосевые п. = 250 -ь 500 = 1,4 0,9). Уменьшить отношение D D до значения, близкого или меньшего едппицы, можно только в том случае, еслн выходную к])ои ку лопаток наклонить к осп. Кроме того, наклон выходио) кромки обеспечивает более плавную форму лопатки, что уменынает гидравлические потери в рабочем колесе. Чтобы получить на разных струйках, имеющих разный диаметр выхода, одинаковый напор, приходится лопатку выполнять двойной кривизны не только на входе, но и на выходе. [c.183]

Определить диаметр стояка О и выходную площадь / питателя, при которых в верхнем сечении стояка (расположенном под уровнем чугуна в чаще на /г = 100 мм) давление равнялось бы атмосферному и тем самым была исключена возможность засасывания газов в форму, во ,пикающего при наличии вакуума в стояке из-за газо-проннцаемости земляной формы. Учитывать только местные потери напора (коэффициенты сопротивления плавно скругленного входа в стояк = 0,06, колена = 1,3 и питателя = 0,1). [c.165]

При Т > 1650 К, когда любая конвективная схема недостаточно эффективна для охлаждения кромки, может быть рекомендована лопатка оптимизированной комбинированной конструкции, входная кромка пера которой защищена пленочной завесой о) адителя, выпускаемого из переднего дефлекторного канала (С =3,3%). Второй и третий каналы выполнены в виде камер энергоразделения со встречным подводом охладителя (С= 3,6%), что обеспечивает снижение температурной неравномерности по высоте средней части пера и минимальные потери давления при подаче охлажденных потоков в дефлектор канала выходной кромки. Нагретые потоки выпускаются через перфорацию выпуклой и торцевой поверхностей на периферии и у корня лопатки в области газового потока, где = 0,9. [c.376]

Достоинством планетарных передач являются широкие кинематические возможности, позволяющие использовать передачу как понижающую с большими передаточными отношениями и как повышающую. Кроме того, планетарные передачи имеют малые габариты и массу по сравнению со ступенчатой зубчатой передачей с тем же передаточным отношением. Это объясняется тем, что а) мощность передается по нескольким потокам и нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается б) при симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются и нагрузки на опоры входных и выходных валов невелики, что упрощает конструкцию опор и снижает потери в) внутреннее зацепление, имею1цееся в передаче, обладает повышенной нагрузочной способностью по сравнению с внешним зацеплением. Недостатком планетарных передач являются повышенные требования к точности изготовления и большой мертвый ход. [c.230]

В роли передаточного механизма для воспроизведения требуемого закона движ ения выходного звена при заданном движении входного звена применяются кулачковые механизмы (рис. 2.15). Необходимый закон движения достигается приданием входному звену — кулачку 1 — соответствующей геометрической формы. Кулачок совершает вращательное (рис. 2.15, а, б) или поступательное (рис. 2.15 в, г) движение, а выходное звено 2 — поступательное (рис. 2.15, а, в). В этом случае оно называется толкателем при ка-чательном движении (рис. 2.15, б, г) — королшслом. Для снижения потерь на трение в высшей кинематической паре В кулачок — тол- [c.18]

При проектировании кулачковых механизмов необходимо удовлетворить различные требования минимума габаритных размеров контактных напряжений и потерь на трение, исключения возможности заклинивания при работе и др. Для снижения материалоемкости обычно стремятся к уменьшению габаритных размеров. Так как угол давления определяется направлениями вектора скорости выходного звена и нормали к профилю кулачка, то, следовательно, выбор геометрических размеров механизма определяет и его эксплуатационные свойства Для всего диапазона изменения передаточной функции необходимо обеспечить значение угла давления, M Hbuiee минимально допустимого ссд Размеры, полученные из условия обеспечения требуемых качественных характеристик и определяющие габаритные размеры механизма, называют основными. [c.172]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...