Давление рабочее расчетное

Диагностика технического состояния и оценка ресурса аппаратов являются специальной дисциплиной, на базе которой формируются знания по обеспечению надежности и безопасности эксплуатации длительно проработавших сварных конструкций оболочкового типа. К числу отличительных черт нефтеперерабатывающих и нефтегазохимических производств следует отнести наличие значительной доли потенциально опасных объектов, выработавших проектный срок эксплуатации или не имеющих расчетного срока эксплуатации. Износ основного технологического нефтегазохимического оборудования достиг 80-90%, и оно естественно нуждается в замене. Поддерживать работоспособное состояние оборудования не представляется возможным без решения проблем диагностики современными достоверными методами и оценки остаточного ресурса. Параметры эксплуатации такого оборудования (рабочая температура и давление, рабочая среда и т.д.) охватывают очень широкие интервалы и весьма различны по воздействию на материал. Им присуще разнообразие по конструктивным оформлениям и по применяемым методам формоизменяющих операций при изготовлении. В процессе эксплуатации в металле конструктивных элементов оборудования происходит постепенное накопление необратимых повреждений и по истечении определенного времени возможны преждевременные их разрушения. [c.3]

Р, - давление в аппарате соответственно рабочее, расчетное, Па [c.273]

Расчетные соотношения идеальных газов широко используются в разного рода инженерных расчетах, при этом достоверность результатов расчета возрастает по мере снижения давления рабочего тела р. [c.49]

Статический расчет трубопроводов производят по предельным состояниям на основании данных о прочностных показателях применяемых труб, определяемых ГОСТами на изготовление и приемку этих труб. Этими данными являются нагрузки, которыми испытываются трубы после их изготовления. Обычно такой нагрузкой является испытательное внутреннее давление Рпр°. Расчетную величину внутреннего давления следует принимать равной наибольшему возможному рабочему давлению в трубопроводе Рраб без учета повышения давления при гидравлическом ударе или наибольшему возможному давлению при гидравлическом ударе Ру, умноженному на коэффициент /Су в зависимости от того, какая из этих величин является наибольшей. [c.280]

Рекомендации относительно рабочего давления и расчетной температуры при выборе допускаемых напряжений в днище по нормам TRD такие же, как и при расчете на прочность барабанов и камер. В отечественных нормах это положение, по-видимому, подразумевается, но конкретных указаний в них не содержится. [c.432]

Учитывая, что правильно выбранный критерий нагруженности в принципе должен повышать достоверность форсированных испытаний, целесообразно в ряде случаев осуществлять пересчет от режима к режиму по следующим параметрам сила (мощность) трения, удельное контактное давление, рабочая температура и др. Значения этих параметров для разных режимов и уровней износа могут определяться расчетным путем. [c.204]

На рис. 5.11 приведена конструкция погружного насоса, рассчитанного с помощью приведенной выше расчетной схемы. Испытания насоса показали, что в таких размерах насос устойчиво обеспечивает расход 31 т/ч и давление нагнетания от 0,16 до 0,47 МПа при изменении давления рабочего пара от 0,3 до 0,8 МПа. Режим работы, близкий к расчетному, был реализован при ро = 0,3 МПа, при этом насос обеспечил коэффициент инжекции и = 80. Объемное соотношение фаз в смеси было близким к его оптимальному значению. [c.115]

В основу расчета положен принцип оценки прочности по предельной нагрузке при расчетном давлении рабочего тела. [c.172]

Расчетная схема силовой связи между приводной шайбой и поршнем, расположенным в роторе насоса, приведена на рис. 2.32. Давление рабочей жидкости, действующей на поршень, в точке А создает силу Р , которая определяется уравнением (2.82), и раскладывается на силы G и 5, определяемые уравнениями (2.83) и (2.84). Поэтому так же, как и в насосе с силовым карданом, сила S весьма мала, а сила G мало отличается от силы Р . [c.160]

При подтяжке крышки на величину с уплотнительное кольцо деформируется, на что затрачивается незначительная часть усилия затяжки. После соприкосновения опорных поверхностей сопрягаемых деталей производится окончательная затяжка шпилек на расчетное усилие, зависящее от давления рабочей среды. [c.70]

При зажиме пружины клапана 7 начинается рабочий цикл. Плунжер 5 поднимает массу 4, а плунжер 1 заряжает аккумулятор 3, заполненный составом типа гидропласта, который практически небольшой вязкости при правильно выполненной конструкции уплотнительной втулки 2. В случае правильного выбора заполнителя аккумулятор типа гидравлическая пружина не требует ухода в течение длительного периода эксплуатации. Когда давление достигнет расчетного, через клапан 7 жидкость будет сливаться. Произойдет удар с силой, регулируемой клапаном 6. Его функции могут выполняться дросселями или же этот механизм может быть заменен проверенными на практике обычными амортизаторами. После удара перепад давления при сливе становится равным нулю, проход в бак закрывается, и цикл повторяется. [c.120]

Гидравлическое испытание отдельных барабанов и секций или котлов и водоподогревателей в собранном виде производится на заводе-изготовителе давлением, превышающим расчетное в 1,5 раза, но не менее чем 2 ати. Под пробным давлением котел или водоподогреватель выдерживается в течение 5 мин. После снижения пробного давления до рабочего сварные швы обстукивают легкими ударами молотка с круглым бойком весом до 1 кг. [c.92]

Рабочие, расчетные и пробные давления [c.410]

Подавляющее большинство элементов энергооборудования работает в условиях сложнонапряженного состояния (объемного для толстостенных и плоского для тонкостенных конструкций), обусловленного в основном внутренним давлением рабочей среды. Напряженное состояние конструктивных элементов сложной конфигурации при теплосменах также в общем случае имеет неодноосный характер. При этом в отличие от напряженного состояния, вызванного внутренним давлением среды с постоянным соотношением главных напряжений, при теплосменах имеет место широкое варьирование соотношения компонент напряжений в зависимости от преобладающего для данного элемента вида термоциклического нагружения (растяжение, сжатие, кручение, изгиб). Для деталей стационарного теплоэнергетического оборудования расчетные условия выбирают на основании длительной их работы в области повышенных температур при ползучести, обусловленной статическими напряжениями от внутреннего давления. Эксплуатация стационарных теплосиловых установок характеризуется относительно невысокими абсолютными рабочими температурами (Тр < 650° С) с небольшим располагаемым градиентом АТ и высокими статическими напряжениями растяжения от внутреннего давления, особенно в зонах концентрации напряжений. Следовательно, термическая усталость металла вместе с ползучестью при- [c.19]

Одна из особенностей двухкаскадного компрессора состоит в возможности увеличения частоты вращения группы ступеней высокого давления в расчетных условиях (по сравнению с первым каскадом). Эта возможность обусловливается тем, что вследствие подогрева воздуха в первом каскаде при равных числах М рабочие лопатки второго каскада могут иметь более высокие окружные скорости. Для реализации этой возможности необходимо иметь соответствующие запасы прочности в лопатках каскада высокого. давления и в связанной с ним турбине. Если этого нет и частоты вращения обоих каскадов в расчетных условиях близки друг к другу, то распределение работы по ступеням в двухкаскадном компрес- [c.112]

Тип эжектора Расчетный расход воздуха Gj, кг/ч Расход рабочей воды Gp, кг/ч Давление рабочей воды р , МПа Давление всасывания р , кПа Температура отсасывающей смеси, С Диаметр рабочего сопла мм Диаметр камеры смешения /j, мм Диаметр камеры смешения /3, мм Расстояние от сопла до камеры смешения, мм [c.477]

Механические нагрузки обусловлены давлением рабочей среды на выходе из котла до 25,5 МПа и действием таких внешних факторов, как масса конструкции, тепловые перемещения, внутренние напряжения (например, в сварных соединениях). Действие термических и механических нагрузок разделяется на стационарное и нестационарное (переходное). Стационарный режим характеризуется длительной работой металла при расчетных постоянных нагрузках. Переходный режим характеризуется относительно кратковременной работой металла в периоды пусков и остановов. [c.6]

Методика. определения давления рабочей жидкости, необходимого для работы погружного агрегата без учета сопротивлений, была изложена нами выше. Для определения давления, необходимого для преодоления суммы сопротивлений в погружном агрегате, возможны два пути. Один из них заключается в теоретическом определении сопротивлений в колоннах насосных труб. Приближенные расчетные данные обычно удовлетворяют практическим целям, так как в большинстве случаев сопротивления в колоннах труб составляют сравнительно небольшую часть полной величины сопротивлений. Пользуясь этими данными, можно подсчитать сумму сопротивлений в погружном агрегате по формулам (64), (65) и (66). [c.146]

В групповых установках имеются резервные силовые насосы. Обычно резервный насос включается параллельно с основным для ускорения спуска погружного агрегата. Давление рабочей жидкости, необходимое для спуска погружного агрегата, относительно невелико. Величина его определяется главным образом гидравлическими потерями при движении жидкости в трубах и, следовательно, зависит, прежде всего, от глубины подвески погружного агрегата, длины напорной и выкидной линий, а также от расхода жидкости. Сила трения погружного агрегата о стенки труб невелика и с избытком перекрывается весом его. Однако через трубы, имеющие местные сужения или изгиб, погружной агрегат проходит с трудом. В этих случаях давление рабочей жидкости возрастает. Максимальный контакт манометра устанав-чивается на давлении, превышающем примерно на 20% расчетное рабочее давление. Время спуска погружного агрегата нетрудно подсчитать, так как оно находится в прямой зависимости от скорости жидкости в центральной колонне труб. Незадолго до того, как погружной агрегат по расчету должен достичь седла, резервный насос в групповой установке выключается и проводится наблюдение за манометром. При достижении погружным агрегатом седла циркуляция жидкости в трубах прекращается, давление ее в центральной колонне возрастает и, после достижения определенной величины его, агрегат начинает работать. [c.205]

Запуск погружного агрегата не удается осуществить, хотя давление рабочей жидкости поднимается выше расчетного [c.250]

Основной нагрузкой при расчете трубопровода является внутреннее давление. За расчетное внутреннее давление р, как правило, принимают рабочее давление рр. Если во время срабатывания предохранительного клапана давление в трубопроводе повышается по сравнению с рабочим более чем на 10 %, то за расчетное давление следует принимать большую из двух величин р или 0,9/ кл, где ркл -давление в трубопроводе при полном открытии предохранительного клапана. При расчете деталей трубопровода проверяют их прочность при пробном давлении Рпр (ГОСТ 356). В расчетные формулы вместо р подставляют Рпр. при этом допускаемое напряжение [c.805]

Для систем сверхвысоких давлений, применение в которых обычных предохранительных клапанов затруднительно, часто используют диафрагменные (пластинчатые) клапаны (рис. 224, б), рабочая часть которых представляет собой закрепленную по контуру пластину, воспринимающую перепад давления. При повышении перепада давления сверх расчетного значения диафрагма разрушается. Пластины изготовляют из красной меди, серебра, биметаллов и др. [c.385]

Рабочее давление, МПа Расчетная газо-конвектнвная составляющая теплообмена, Вт/(м2.К) Измеренный максимальный коэффициент теплоотдачи, Вт/(м=К) [c.65]

Цель испытаний состояла в получении дополнительной информации о дефектах материала сепараторов и их эволюции при действии рабочих и испытательных нагрузок. Заключения о возможности эксплуатации или необходимости ремонта аппаратов основаны на прочностных расчетах, при проведении которых наряду с прочими принимали во внимание данные акустико-эмиссионных измерений. Применение АЭД показало отсутствие тенденции к подрастанию дефектов при нагружении штатным испытательным давлением (1,25Рр). Следует отметить, что хотя отношение испытательного давления к расчетному было достаточно высоким, максимальные значения номинальных напряжений значительно уступали величине предела текучести, что связано с особенностями конструирования и расчета на прочность сосудов, предназначенных для эксплуатации в сероводородсодержащих средах. При испытаниях аппарата С-303 ставилась также задача контроля возникновения локальной пластичности металла в зоне вварки штуцера, что было необходимо для обеспечения корректности схемы расчета на прочность. Локальная пластичность не была обнаружена, что свидетельствует об упругом поведении материала при действии проектных нагрузок. [c.190]

Для элементов котлов характерна работа под действием внутреннего давления рабочего тела в сложных температурных условиях (барабаны, коллектора, трубы поверхностей нагрева). При выполнении расчета этих элементов за расчетное давление, действующее со стороны рабочей среды на стенку, принимается давление р пара на выходе из котла, увеличенное на величг ну гидравлических потерь 2 Др и давления столба Ьщ рабочего тела при номинальной нагрузке тракта от выходного коллектора [c.223]

S — толщина стенки трубы, мм р — внутреннее рабочее (расчетное) давление, Kzj M d и d — внутренний и наружный диаметр трубы, мм а — допускаемое напряжение в стенке трубы от растяжения, кг/см с — прибавка к расчетной толщине стенки, принимаемая равной 0,15 s, но не менее 1 мм. [c.278]

Один из серьезных недостатков гидрообъемных передач, если их сравнивать с зубчатыми, это их большие габариты. Уменьшение габарита Тидрообъемной передачи возможно за счет повышения ее расчетного давления. Зубчатая передача работает с давлениями на зуб несколько тысяч кПсм , а давление рабочей жидкости в гидрообъемной передаче обычно не более 200 кГ1см . Отсюда и большие габариты гидрообъемной передачи. [c.7]

На рис. 2.25 представлена расчетная схема силовор1 связи между наклонной шайбой и поршнем, расположенным в роторе насоса (гидромотора). В точке А давление рабочей жидкости, действующей на поршень, создает силу Р , которая определяется следующим уравнением [c.150]

При этам принимается, что уплотнительное седло испытывает максимальную нагрузку в момент открытия или в конце закрытия запвора при полном давлении рабочей среды. Согласно расчетной схеме (см. рис. 3), сила, прижимающая шар к седлу при закрытом затворе, [c.11]

На рис. 4.5 показана схема копировального устройства Hyd-гокор заводов VDF (ФРГ) [119, 125], рассчитанная на скорость слежения до 7,8 м1мип при максимальной теоретической расчетной тяговой силе 1190 кг и подведенном давлении рабочей жидкости, равном 28 кГ1см . На схеме рис. 4.5 рабочая жидкость подается насосом 11 по трубе 6 к двухкромочному следящему золотнику 7, Масло от золотника поступает по каналу 9 в што-ковую полость рабочего цилиндра. Одновременно по каналам в корпусе золотника 7 и каналу 1 масло поступает в верхнюю полость рабочего цилиндра. В зависимости от открытия окон золотника часть масла, поступающего от насоса к каналу 1, сливается по трубе 4 в бак 16. [c.239]

Расчетное давление 8 Vo кгс см- (0,6+0,4 0,66) - (10 — 3) — — 3,48(3—0,6 10) + + 47,0 10-5. j4gg. 200 = 154,1 (расчетное давление рабочего состояния больше, чем расчетное давление испытания) [c.472]

Давление рабочей среды в барабане, МПа Минимальная скорость в отверстиях паро промывочных листов, обеспечивающая беспро-вальный режим, м/с Максимальная скорость парав отверстиях паропромывочных листов, м/с Максимальная скорость пара, приведенная к полезной площади паропромывочных листов, м/с Расчетная степень перфорации па-ропромывоч-ньпс листов, % Рекомендуемая скорость в отверстиях потолочного дырчатого листа, м/с Максимальная скорость воды в сливных коробах, м/с [c.101]

Расчетное даменне. Под расчетным давлением р следует понимать избьгточное давление рабочей среды, по которому производится расчет на прочность элемента энергооборудования. За расчетное давление принимается расчетное давление рабочей среды на выходе из котла (номинальное давление при номинальной температуре и паропро-изводительности) с учетом гидравлического сопротивления в тракте на участке между расчетным элементом и выходом рабочей среды из котла для заполненных водой элементов еще и давления столба воды, расположенного над нижней частью расчетного элемента Яр, МПа [c.118]

Расчетно-аналитический подход в оценке ресурса элементов паропроводов по длительной прочности [9] основан на сочетании остаточной фактический долговечности стали и начальной стадии интенсивной микроповреждаемости в сопоставлении с расчетными приведенными (окружными) напряжениями от внутреннего давления рабочей среды (рис. 4.18). [c.238]

На характеристике (рис. 45) гидропоршневого насосного агрегата ГИН с поршнем насоса диаметром 28 мм и расчетной длиной хода 5Q0 мм, снятой при работе его в скв. 77/119 промысла № 4 НПУ Орджоникидзенефть в июне 1959 г. показана зависимость подачи агрегата, а также расхода и давления рабочей жидкости от числа его ходов. Такая характеристика (рис, 46) [c.141]

Иногда при тугой посадке поршней в цилиндрах погружной агрегат удается запустить лишь подняв давление рабочей жпдкостп на 30—50% выше расчетного рабочего давления. Однако сразу же после пуска давление снижается. Если агрегат имеет значительное погружение под статический уровень, то по мере снижения его при работе погружного агрегата давление рабочей жидкости постепенно возрастает и лишь после стабилизации динамического уровня также становится стабильным. После этого производится измерение подачи погружного агрегата и расхода рабочей н<идкости. Коэффициент подачи нового погружного агрегата при работе в скважине с не очень высоким газовым фактором должен быть не менее 0,6—0,7, а коэффициент расхода рабочей жидкости—не более 1,1—1,15. [c.206]

Фирма Байрон Джексон изготавливает гидропоршневые насосные агрегаты трубного и свободного типов с номинальными наружными диаметрами в 2, 2 12, 3 и 41/2". Длина хода поршневой группы в агрегатах всех размеров составляет 1524 мм, а расчетное число ходов ее — 20 Б минуту. Агрегаты могут работать и с большим числом ходов, но при этом срок службы их сокращается. Расчетное давление рабочей жидкости составляет 210 кПсм . Более нодробн Ые данные об агрегатах, изготавливаемых фирмой Байрон Джексон, приведены в табл. 15. Они разбиты на три грунны. В одну группу входят вставные погружные агрегаты трубного типа диаметром 2, 2 /г и 3" в другую — агрегаты свободного типа диаметром 2 и 2 /г" в третью — агрегаты трубного типа диаметром 4 /2", спускаемые в скважины только с Пакерами. В табл. 15 даны значения теоретической подачи насосов при расчетном числе ходов. Максимальная расчетная глубина подвески погружных агрегатов достигает 4575 ж. [c.274]

Внешние рабочие нагрузки в боль-йинстве случаев могут быть определены расчетным путем, исходя из условий работы соединения и связанных с ним деталей. Такими нагрузками являются, например, усилия, возникающие от давления рабочего тела на крышку цилиндра инерционные усилия движущихся масс и т. д. [c.347]

В насосах с подобным регулированием цроизводитедьвость (подача) при повывдении давления на выхоДе из насоса сверх заданной (номинальной) величины уменьшается и при некотором максимальном (предельном) давлении / шах снижается до нуля. При снижении подачи до нуля насос поддерживает заданное предельное давление pmaxi расчетная же производительность (производительность, определяемая рабочим объемом) равна утечкам жидкости в питаемой гидросистеме и в самом насосе. [c.259]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...