Коэффициент расхода температурный

Коэффициент объемного сжатия Температурный коэффициент объемного расширения Коэффициент расхода водослива ( второго рода ) [c.330]

Используя полученные графики и другие результаты обработки опыта, определить а) как влияет схема включения теплообменного аппарата на величину среднего температурного напора б) как влияет изменение расхода теплоносителя на значения коэффициента теплопередачи, температурного напора, тепловой эффективности [c.163]

Во-вторых, увеличение расхода воды позволяет довести до нормы расход воды через удаленные от теплового пункта, обычно отстающие, стояки. Правда, одновременно при этом еще более увеличивается расход воды через ближние стояки, однако увеличение расхода воды значительно меньше сказывается на тепловой отдаче нагревательного прибора, чем такое же уменьшение расхода. В табл. 1-9 приведены коэффициенты расхода тепла (отношение действительного расхода тепла к расчетному) в зависимости от увеличения коэффициента расхода воды (отношение действительного расхода воды к фактическому) в системе и в тепловом пункте при различных температурных графиках [Л. 31]. [c.27]

Конструкция, изображенная на рис. 294, а, допускает значительные осевые смещения корпуса относительно вала, которые могут быть вызваны температурными деформациями. Значительно меньшим коэффициентом расхода, однако, отличается уплотнение, схема которого показана на рис. 294, б. Это обеспечивается выступом, предусмотренным за каждой щелью, гасящим скорость пара, достигнутую при расширении под гребешком. [c.430]

Наивыгоднейшие значения скорости газов для воздухоподогревателей определялись по той же методике, что и для змеевиковых поверхностей на основе уравнения (7-1) при сроке окупаемости капитальных затрат в 6 лет. Капитальные затраты и эксплуатационные расходы вычислялись по формулам (7-2)—(7-5). При использовании в расчетах усредненных по поверхности значений коэффициента теплоотдачи, температурного напора и коэффициента сопротивления входящие в указанные формулы величины щ можно заменить значениями N [c.116]

В приводах классов 8 и 9 (а также класса 7), работающих в условиях открытых проходных сечений управляющего золотника, существенное влияние на жесткость оказывают изменения температуры масла. Поэтому, если требуется высокая точность положения исполнительного механизма при отсутствии следящего движения (например, при обтачивании с помощью копировального суппорта цилиндрических поверхностей), должны быть приняты меры для стабилизации температуры. Некоторые вопросы температурного изменения коэффициентов расхода у золотников следящих приводов рассмотрены в работе [18]. [c.253]

Температурный коэффициент объемного расширения Коэффициент расхода водослива ( второго рода ) Коэффициент фильтрации Модуль упругости Удельный вес Расход [c.261]

В воздухоподогревателе парового котла с перекрестным током воздух нагревается от 23°С до 250°С, а дымовые газы охлаждаются от 420°С до 180°С. Определить передаваемую в воздухоподогревателе теплоту и поверхность нагрева, если коэффициент теплопередачи 21 Вт/(м -К) и расход дутьевого воздуха при давлении 0,1 МПа 60 000 м /ч. Поправочный коэффициент к температурному напору, определяемому по формуле для противотока, принять равным 0,93. [c.138]

Очевидно, что уплотнение будет тем эффективнее, чем ниже у него коэффициент расхода. Наиболее эффективным является уплотнение, показанное на рис. 5.69, г, однако оно же оказывается наиболее сложным в изготовлении и при монтаже (необходим разъем обоймы). К тому же такое уплотнение ограничивает осевые перемещения, которые могут иметь место при различных температурных расширениях ротора и корпуса. Наихудшим яв- [c.178]

Теплогидравлическая разверка, возникающая вследствие неравномерности тепловосприятия и гидравлической неравномерности параллельно включенных труб, определяется коэффициентами тепловой, температурной и гидравлической разверок и находится по отклонению расходов (массовых скоростей) и выходных температур в отдельных трубах или элементах групп труб поверхностей нагрева от средних значений этих параметров в этой же поверхности. [c.34]

Задача 2.113. Определить расход нагреваемой воды и средний температурный напор в прямоточном пароводяном теплообменнике, если известны расход нагревающего пара Di = 1 кг/с, давление нагревающего пара /7 = 0,118 МПа, температура нагревающего пара /п=104°С, энтальпия конденсата /, = 436 кДж/кг, температура нагреваемой воды на входе в теплообменник /2=10°С, температура нагреваемой воды на выходе из теплообменника /2 = 36°С и коэффициент, учитывающий потери теплоты теплообменником в окружающую среду, f/ = 0,98. [c.101]

Задача 3.82. Определить средний температурный напор в конденсаторе турбины, если расход конденсирующего пара D = l,6 кг/с, энтальпия пара в конденсаторе г = 2330 кДж/кг, давление пара в конденсаторе /7i = 3,5 10 Па, поверхность охлаждения конденсатора / , = 410 м и коэффициент теплопередачи к = 3,65 кВт/(м К). [c.145]

Задача 3.83. Определить средний температурный напор в конденсаторе турбины, если расход конденсирующего пара Д, = 7,8 кг/с, кратность охлаждения т = 55 кг/кг, давление пара в конденсаторе р = 4 10 Па, температура охлаждающей воды на входе в конденсатор /,= 12°С, температура выходящей воды на 6°С ниже температуры насыщенного пара в конденсаторе, поверхность охлаждения конденсатора i , = 430 м и коэффициент теплопередачи/с =4 кВт/(м К). [c.145]

Тепловая й гидравлическая неравномерность труб являются одной из причин возникновения опасных температурных условий работы отдельных (разверенных) труб. Отклонение расхода и энтальпии среды на выходе от средних значений обычно характеризуют с помощью коэффициентов гидравлической и тепловой раз-верки. [c.169]

Полученная средняя разность температур (19-18) называется среднелогарифмическим температурным напором. Формула (19-18) справедлива для простейших схем аппаратов при условии постоянства массового расхода теплоносителей и коэффициента теплоотдачи вдоль всей поверхности теплообмена. [c.448]

Вывод формул для среднелогарифмического температурного напора сделан в предположении, что расход и теплоемкость рабочих жидкостей, а также коэффициент теплопередачи вдоль поверхности нагрева остаются постоянными. Так как в действительности эти условия выполняются лишь приближенно, то и вычисленное по фор- мулам (8-7), (8-8) или (8-9) значение Д/также приближенно. [c.233]

При увеличении значения М значительно снижается удельный расход топлива на нагревательную печь. При подогреве воздуха (и топлива) до высоких температур (Д 1 = 700°С) удельный расход топлива снижается в 2,4 раза — с 0,122 т/т металла до 0,0498. Коэффициент полезного действия печи ц соответственно возрастает с 22,2 до 54,6%. Что касается выработки ВЭР, то с увеличением ts.il возможная выработка пара в котле-утилизаторе падает (за счет уменьшения температурного напора газов) при относительно стабильной воз-96 [c.96]

Расчет производился методом последовательных приближений по шагам, величина которых увеличивалась от 0,5 до 55 мм на длине 285,5 мм и далее оставалась постоянной. Точность приближения по толщине пленки и температурному напору 1%. Максимальная погрешность в экспериментальном определении расхода четырехокиси азота составляет 6,4%, по коэффициенту теплообмена со стороны охлаждающей воды — 23%- Это может привести к расхождению расчетной и действительной длины участка конденсации в 9%. При расчетах принималось допущение о постоянстве ДГк на длине шага. Для сравнения произведен также расчет с использованием формулы Нуссельта с поправкой на волнообразование e = = 0,835 ReO.li. [c.165]

В каждой кассете имеется 4 элемента с выгорающим поглотителем нейтронов. Назначение этих компенсирующих стержней состоит в подавлении начальной избыточной реактивности и компенсации температурного эффекта. Благодаря этому поглощению возможно поддержание постоянной небольшой концентрации борной кислоты в первом контуре при полной нагрузке реактора во время всего цикла. Реактор характеризуется высоким отрицательным температурным коэффициентом реактивности, что позволяет провести его пуск из холодного состояния. Во время пуска первого контура циркуляционный насос работает с минимальным расходом, необходимым для надежной работы гидродинамических подшипников. После прекращения циркуляции через нижний гидравлический затвор с помощью подачи азота под колпак можно начинать снижение концентрации борной кислоты в первом контуре подводом в него чистой воды. После достижения критического состояния и нагрева воды до температуры 80—100°С расход воды на выходе из активной зоны будет равен расходу воды через циркуляционный насос азот из-под колпака нижнего гидравлического затвора удаляется, и первый контур постепенно переводится на номинальные параметры. [c.104]

Изменение тепловосприятия паропарового теплообменника производится при помощи байпасирования промежуточного пара, проходящего через него. Изменение байпаса, т. е. изменение расхода промежуточного пара, изменяет коэффициент теплопередачи k от первичного пара к промежуточному пару за счет изменения коэффициента теплоотдачи от стенки к пару аг и температурный напор в ППТО М. [c.21]

Рассмотрим сначала теплообмен, не осложненный массообменом, в теплообменнике любого типа (поверхностном или контактном) независимо от его конструктивных особенностей, схемы движения газа и жидкости (прямоток, противоток, перекрестный или смешанный ток). Будем считать постоянными расходы, начальные температуры и давления газа и жидкости, а также их теплоемкости. Представим ряд теплообменников с различной поверхностью контакта, в которых коэффициент теплообмена а является одинаковым. Построим для этого ряда зависимость средних за весь процесс температур сред от площади поверхности контакта F. Для определенности рассмотрим случай охлаждения жидкости газом. Первым в ряду будет такой (мысленно представленный) теплообменник, в котором / =0. В этом случае, естественно, теплообмена не происходит и температуры газа и жидкости равны их начальным значениям и ж. к. Средний за весь процесс температурный напор, равный в данном случае разности этих температур = — [c.52]

Из формулы (9-4) следует, что удельный тепловой поток зависит от коэффициента теплоотдачи а и разности температур между теплоносителем и нагреваемой средой (tu—t ). Поскольку температурные напоры пролетного и сконденсировавшегося пара одинаковы, то величина теплового потока q сохраняется неизменной даже при увеличении расхода пролетного пара. [c.177]

К нейтральным режимам относится большинство режимов работы нагревательных шахтных печей для обжига нерудных ископаемых. Расход топлива в этих печах определяется температурным уровнем, который зависит от особенностей технологического процесса и содержания СО и О2 в колошниковых газах. Коэффициент избытка воздуха при работе этих печей должен-быть минимальным, при котором в отходящих газах не содержится окиси углерода. К этой группе относится и печь для переплавки чугуна — вагранка. Однако количество подаваемого в нее воздуха несколько меньше необходимого для того, что бы свести к минимуму нежелательное окисление примесей чугуна поэтому з колошниковых газах вагранки всегда присутствует окись углерода (6—8%). Устройство фурм в 2—3 ряда несколько уменьшает недожог, не изменяя условий окисления примесей чугуна. [c.361]

Значительно большая гидравлическая устойчивость однотрубных систем отопления по сравнению с двухтрубными не дает оснований к резкому завышению количества циркулирующей воды в системе отопления. Противодействующим фактором в этих системах также является так называемая температурная разрегулировка, связанная с изменением температур воды в системе по мере ее охлаждения в нагревательных приборах. Всякое изменение расхода воды против расчетного изменяет темп снижения температуры воды по стоякам системы и тем нарушает расчетную теплоотдачу нагревательных приборов. Поэтому увеличение коэффициента смешения для однотрубных систем отопления может преследовать только цели компенсации возможного снижения расхода сетевой воды при эксплуатации сетей. Если коэффициент смешения элеватора получен больше необходимого, то его снижение до нормы может быть легко получено путем увеличения сопротивления отопительной системы прикрытием любой из задвижек. [c.273]

Уточнение выполненных расчетов следящих приводов связано с учетом утечек в отдельных элементах привода, учетом трассы, соединяющей отдельные элементы привода, температурных влияний, фактичес1ких значений коэффициентов расхода, с более точным учетом действующих нагрузок. При рассмотрении различных приводов эти вопросы частично затрагивались. Более подробно они рассматриваются в ряде известных книг по гидроприводу и гидроавтоматике, например [18]. [c.282]

При конструировании экспериментальной установки исходили из необ ходимости наиболее пол ного окисления газа при строго заданном коэффициенте расхода воздуха В реакционной зоне поддерживалась постоянная температура 1200° С, а в зоне нагрева стружки температурный режим устанавливался в соответствии с характером данного опыта Навеска стружки быстро охлаждалась в холодильнике до комнатной температуры в течение 3—5 мин Навеска охлаждалась в атмосфере аргона, по даваемого из баллона, что устраняло окисление стружки в процессе охлаждения [c.24]

Авторы отмечают, что эти уравнения пригодны для всех стекол, кроме боросиликатных. Последним свойствен аномальный ход термического расширения. Как показала проверка уравнений, предложенных Бераном и Вольфом, для расчета коэффициентов расширения ряда лабораторных стекол при переходе от одной температурной области к другой значения рассчитанных коэффициентов расходятся с измеренными на +3—4 единицы. И лишь в том случае, когда температурные области разнятся не больше, чем на 100°, это расхождение снижается. По-видимому, расширение различных стекол имеет неодинаковый температурный ход. [c.19]

При [(АТ)"/(АТ) ] 0,6 среднелог ариф-мнческое значение АТ отличается от среднеарифметического менее чем на 3 %. Формула для АТ в случае противотока выводится аналогично и не будет отличаться от формулы (2.131), ес. ли через (АТ) обозначить больший, а через (АТ)" меньший температурные напоры. Значение ДТ определено в предположении, что теплоемкости, расходы теплоносителей и коэффициент теплопередачи являются постоянными. Особенности процессов теплоотдачи в теплообменных аппаратах учитываются при расчете коэффициентов теплоотдачи [см. формулы (2.76) —(2.83)], когорьге входят [c.135]

Эффективность установок, вырабатывающих холод при одинаковой температуре, оценивается либо холодильным коэффициентом , = Q/N = q/N (отношение 1 Вт холодопроизводительности к 1 Вт мощности), либо утгельным расходом энергии <р = NJQ = NJq (отношение 1 Вт мощности к 1 Вт холодопроизводительности). Диапазон реальных значений ф при производстве холода на разных температурных уровнях можно оценить по кривой 2 (ем. рис. 8.16). [c.318]

Местные коэффициенты теплоотдачи определяются по уравнению (5-6), а тепловой поток—по уравненню (1-8) применительно к отдельн1,1м участкам трубы. Для нахождения местных температурных напоров по данным измерений строятся графики изменения температуры стенки и жидкости по длине трубы. При / = onst температура жидкости изменяется по линейному закону. Затем определяются местные значения критериев Нуссель-та, Рейнольдса и Прандтля. Критерий Рейнольдса рассчитывается по расходу, отнесенному к рассматриваемому расчетному сечению опытной трубы. [c.226]

В ряде отраслей техники режимы работы испарителей характеризуются чрезвычайно низкими температурными напорами и соответственно очень малыми плотностями теплового потока. Это относится к конденсаторам-испарителям воздухоразделительных установок, к испарителям, работающим в холодильной промышленности, и др. В испарителях, работающих в составе холодильных машин, повышение температурного напора связано с ухудшением энергетических показателей холодильной установки в целом. Например, Б установках каскадного типа снижение перепада температур с 5—7 до 2—3°С приводит к уменьшению энергозатрат при той же поверхности теплообмена на 10—15% 1137]. Однако при таких низких температурных напорах тепловой поток к хладагенту передается в условиях неразвитого кипения, поэтому коэффициент теплоотдачи к нему нередко оказывается ниже значения а со стороны горячего теплоносителя. Это приводит к очень большим габаритам теплообменных аппаратов и к неудотвлетворительным их весовым характеристикам. Так, масса кожухотрубных фреоновых испарителей обычно составляет 30—40% массы металла всей холодильной машины. Стремление уменьшить габариты испарителей, снизить расход металла (особенно дорогостоящих цветных металлов) на их изготовление заставило ученых искать возможности интенсификации теплообмена при кипении и способы достижения устойчивого развитого кипения при весьма малых температурных напорах. [c.218]

Конденсаторы установок с расходами теплоносителя до 150 кг/час, как правило, змеевикового типа на установках большой производительности конденсация производится на пучках вертикальных или спирально свернутых труб. Для охлаждения служит вода от специальной градирни или из отдельной системы водоснабжения, исключающей возможность поступления N2O4 в водопроводную сеть. До поступления в конденсатор при работе с высокими (свыше 600—650 °К) температурами газа теплоноситель направляется в охладители змеевикового типа, охлаждаемые воздухом. Это вызвано тем, что при больших значениях коэффициентов теплоотдачи со стороны теплоносителя и охлаждающей воды (при ее вскипании) и больших температурных перепадах конструктивно весьма трудно избежать недопустимо высоких [c.36]

Пример 1. Создатели новой серии электродвигателей — завод имени Владимира Ильича и Всесоюзный научно-исследовательский институт электромеханики ВНИИЭМ — применили провод прямоугольного сечения вместо круглого, освоенный заводом Москабель . Совместно с хотьковским заводом Электроизолит создана новая пазовая изоляция. Улучшена геометрия магнитопроводов, снизившая расход металла. Конструкция подшипников щита позволяет заменять смазку без разборки этого узла. Двусторонняя радиальная вентиляция обеспечивает поддержание нормального температурного режима, а внешние формы электродвигателей отвечают современным эстетически.м требованиям. Улучшение конструкции и применение новых материалов позволили существенно уменьшить габаритные размеры и вес двигателей, улучшить их электрические характеристики. Вес двигателя новой серии на 20% меньше веса двигателей старой серии А, а коэффициент мощности и полезного действия выше. Экономия металла достигает меди—24%, электротехнической [c.125]

В связи со сложностью процессов, сопровождающих работу уплотняющих поверхностей, пока нет единой теории, которая позволяла бы с достаточной точностью получать расчетным путем необходимые параметры и характеристики уплотнения, в частности распределение давления и коэффициент трения в зазоре, расход запирающей жидкости, температурный режим уплотняющих поверхностей, скорость их износа [34—38]. Поэтому при создании новых торцовых уплотнений приходится ориентироваться главным образом на экспериментальную отработку. Проводимые при проектировании расчеты [39—41] позволяют лищь с некоторой определенностью наметить основные размеры элементов уплотнения. Целесообразно упомянуть только об одном, наиболее характерном параметре торцовых уплотнений — коэффициенте нагруженности, от значения которого в большой степени зависят надежность и ресурс уплотнения. [c.76]

При регулировании изменением температуры слоя температура в топке может меняться в ограниченном интервале 750-950°С, определяемом в основном маркой угля. Для высокосернистых топлив температурные границы еще более сужаются (800-900°С). При изменении температуры слоя от 950 до 750°С и средней температуре стенки трубы 100°С (трубы включены в систему отопления) температурный напор уменьшается от 850 до 650 С, а тепловой поток к погруженным в слой поверхностям только на 24%. При размещении в слое испарительных труб, имеющих среднюю температуру стенки около 200°С, изменение теплового потока составит около 27%, а для пароперегре-вательных труб со средней температурой стенки 450 С - 40%. В первых двух случаях примерно пропорционально изменению теплового потока снизится и нагрузка котла (при соответствующем уменьшении расхода топлива, естественно), в третьем случае - снизится перегрев. Уточнения, связанные с изменением коэффициента теплопередачи, КПД котла (потерь теплоты с уходящими газами) и т.д,, являются величинами второго порядка. [c.314]

Расход воздуха определялся косвенным путем по уравнению теплового баланса. По данным о перепаде давления вне градирни и в сечении над водораспределительным устройством, а также по значениям влажности воздуха расчетным путем определялся коэффициент общего аэродинамического сопротивления градирни. Температурное поле воздушного потока, прошедшего зону теплосъема (капельный поток), измеряли термисторами, установленными над водораспределителем, а при- [c.102]

Эффективность водоулавливания определялась по разности уровней в водосборных баках. Одновременно измерялись температурные параметры водного и воздушного потоков, расход циркуляционной воды, расходы воды, стекающей со стенок опытной установки. Продолжительность одного опыта составляла около часа. При проведении этих исследований было обращено внимание на достаточно отчетливую связь скорость воздуха — количество выносимой воды — гранулометрический состав исходного капельного потока. При прочих равных условиях эффективность водоулавливания тем выше, чем меньше скорость воздуха и чем меньше мелких капель в расходе выносимой воды. В ходе экспериментов с помощью микроманометра измерялись перепады давления до и после водоуловителя. Исследования проводились при отсутствии капельного потока, т. е. с сухим водоуловителем, и при наличии капельного потока, т. е. с мокрым водоуловителем. Таким образом, определялись все необходимые параметры для подсчета эффективности водоулавливания и коэффициентов аэродинамического сопротивления, которые необходимо знать при выборе наиболее удовлетворительных конструкций водоулавливающих устройств. [c.131]

По самому принципу устройства однотрубные системы, конечно, имеют значительно большую гидравлическую устойчивость, нежели системы двухтрубные. Этому способствует значительное повышение доли потерь напора в однотрубных стояках. Однако увеличение гидравлической устойчивости однотрубных систем отопления, к сожалению, не означает полной независимости их работы от расхода воды и температурного режима. Причиной разрегулировки 0 дн0трубных систем отопления является разное изменение коэффициентов теплопередачи отопительных радиаторов, расположенных последовательно по этажам здания. По исследованиям ряда авторов, для правильного функционирования однотрубных систем, так же как и двухтрубных, необходимо проводить режим количественно-качественного регулирования. [c.29]

При постоянном расходе теплоносителя в канале G = = onst) изменение во времени коэффициента теплоотдачи а зависит от изменения температуры стенки Тс или плотности теплового потока < с. Изменение во времени Тс или q влияет на а через изменение турбулентной структуры потока и из-за наложения на квазистационарный конвективный теплообмен нестационарной теплопроводности. Теоретические исследования, выполненные, как правило, в предположении квазиста-ционарной структуры потока, учитывают только влияние нестационарной теплопроводности. В этом случае при нагревании газа и возрастании температуры стенки (ЭГс/Эг > 0) коэффициент К(х = (Nu/Nug) >1 (Nu и NUg — нестационарное и квазистационарное значения чисел Нуссельта), а при Э Гр/Эг < < о коэффициент К(ц < 1. Изменение Тс влияет на значения а вследствие перестройки профиля температур. Так как поток турбулентный, то изменение температурного поля в ядре потока мало влияет на а, существенно лишь его влияние в пристенной области. Тепловой импульс от стенки распространяется в поток со скоростью, пропорциональной (а + 6 ) /у (где а — коэффициент температуропроводности — коэффициент турбулентной температуропроводности у — расстояние от стенки). Приведенные в работах [24, 26] оценки показали, что [c.29]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...