Напорная характеристика и напорное отношение

НАПОРНАЯ характеристика И НАПОРНОЕ ОТНОШЕНИЕ [c.134]

На фиг. 11-14 изображена накладка относительных напорных характеристик. Линии мощности имеют разные наклоны. Наиболее пологие — у наиболее быстроходных (крыловых) турбин. Это указывает на их преимущество перед другими при снижении напора (в половодье) они сравнительно мало снижают свою мощность. Относительные холостые напоры, измеряемые абсциссами пересечения кривых с осью абсцисс, и являются напорными отношениями k, входящими в (11-7). [c.136]

Анализ представленной экспериментальной осциллограммы показывает, что в системе при разгоне и торможении возникают динамические процессы, вызывающие значительные пиковые давления. Во время открывания в полости между насосом и реверсивным золотником возникает пиковое давление 1, связанное с опережением включения нагрузки насоса по отношению к началу открывания проходного сечения реверсивного золотника, величина этого пика определяется временем опережения и характеристикой предохранительного клапана. В начальный период разгона жидкость попадает в напорную полость цилиндра, через малое проходное сечение закрытого в предыдущем цикле осевого дросселя, что ухудшает условия разгона, а после начала перемещения поршня и до полного открытия проходного сечения дросселя вызывает непроизводительные потери напора. В процессе разгона в напорной магистрали возникают колебания жидкости, проявляющиеся на осциллограмме в колебаниях давлений 7 и 5. При торможении клапана в полости между осевым дросселем и поршнем возникает пиковое тормозное давление 4, почти вдвое превышающее номинальное давление насоса, что объясняется несовершенным конструктивным решением тормозного устройства и неудачным выбором закона изменения его проходного сечения в функции перемещения поршня. Существующий тормозной режим не обеспечивает плавного и точного подхода клапана к конечному положению. Во время торможения масса жидкости в сливной магистрали за осевым дросселем продолжает движение по инерции, что приводит к разрыву сплошности жидкости. Характер изменения исследуемых параметров при разгоне и торможении во время закрывания клапана аналогичен, а изменение их величин определяется переменой активных площадей поршня, на которые воздействует напорное и тормозное давление. [c.138]

Последующие разделы этой главы посвящены полностью развитым (равномерным) течениям в напорных трубах и открытых каналах. В них рассматриваются со отношения между массовым расходом, свойствами жидкости, касательными напряжениями на стенке, распределениями скорости и характеристик турбулентности. [c.283]

Поскольку механические потери имеют внешний характер по отношению к гидравлической цепи РЦН и не влияют на напорную характеристику машины, то по правилам эквивалентирования электрических схем получена эквивалентная схема замещения РЦН с нелинейным результирующим сопротивлением насоса R PBH (рис.4). По отношению к ветке нагрузки эта схема есть активным двухполюсником и ее можно заменить эквивалентным гидрогенератором, аналог электродвижущей силы которого равный значению соответствующего действительного напора РЦН Н д в режиме холостого хода, а нелинейное внутреннее гидросопротивление R pbh равно входному сопротивлению двухполюсника. Показано, что значение сопротивления R pbh в первом приближении пропорционально расходу Qt-д насоса. [c.14]

Степень повышения полного давления [Р4/Р2 вдоль кривых По = onst с увеличением коэффициента эжекции несколько уменьшается вследствие увеличения расхода эжектируемого газа и увеличения потерь в диффузоре, связанного с ростом скорости потока на входе в диффузор. Чем больше отношение полных давлений По, тем выше проходит характеристика (pt/p ) =/(и), т. е. тем большую напорность имеет эжектор. Однако предельные (критические) значения коэффициента эжекции с ростом По уменьшаются, протяженность характеристики становится меньшей. Это связано с тем, что с увеличением перепада давлений растет площадь сверхзвуковой эжектирующей струи в сечении запирания и уменьшается критическое сечение эжектируемого потока. [c.527]

В соответствии с общими принципами системного подхода [861 сравнительная оценка различных вариантов ПТУ должна производиться по результатам их технико-энергетической оптимизации по единым критериям качества и в идентичных внешних условиях. Корректная постановка задач технико-энергетической оптимизации требует предварительного термодинамического анализа для дпределения основных факторов, влияющих на энергетические и массогабаритные характеристики установок. Для проведения термодинамического анализа ПТУ необходимо знание напорно-расходных характеристик конденсирующего инжектора зависимостей давления потока на выходе и отношения расхода жидкости через пассивное сопло конденсирующего инжектора к расходу пара через активное сопло и от термодинамических параметров этих потоков. Отметим, что величина и для первого варианта ПТУ характеризует кратность циркуляции D, которая представляет собой отношение расхода рабочего тела по контуру холодильного цикла к расходу рабочего тела по контуру энергетического цикла. Напорно-расходные характеристики конденсирующего инжектора на уровне термодинамического анализа могут быть рассчитаны по методике Э. К- Карасева [84]. Применение этой методики для определения напорнорасходных характеристик конденсирующего инжектора, функционирующего в составе ПТУ, имеет ряд особенностей, которые следует рассмотреть более подробно. [c.29]

Назначение зазоров — предотвратить возможность соприкосновения подвижных поверхностей компрессора с неподвижными при самых неблагоприятных режимах работы. В то же время величина зазоров существенно влияет на характеристики компрессора и двигателя в целом, а именно, на КПД компрессора, тягу двигателя и удельный расход топлива. Особенно большое значение имеют радиальные зазоры между рабочими лопатками и корпусом компрессора. Увеличение относительного радиального зазора (отношение величины радиального зазора к длине лопатки) на 1 % приводит к уменьшению КПД компрессора до 3 %, что вызывает увеличение расхода топлива до 10 %. Это обусловливается тем, что при больших зазорах возрастает перетекание воздуха из полостей с большим давлением в полости с меньшим давлением и уменьшается напорность компрессора. Поэтому зеличина радиального зазора должна быть минимально возможной для всех режимов работы двигателя. Величина радиального зазора зависит от допусков на изготовление деталей, их возможных перекосов, прогиба под действием веса, овализации корпуса и ротора, деформаций ротора при переходе через критическую 1астоту вращения (см. гл. 7), изменения размеров от действия. загрузок (инерционных сил и давления) и температуры. Вследствие неодинаковой температуры корпуса по его длине и радиусу, а также различной жесткости, обусловленной наличием ребер и фланцев, в корпусе на различных его. участках возникают различные деформации. При наличии продольных разъемов, зследствие существенно различной окружной жесткости, возникает температурная овализация корпуса. [c.121]

Статические характеристики агрегатов включают в себя напорные, мощностные и кавитащюнные характеристики насосов КПД -характеристику и зависимость степени реактивности турбины от отношения окружной скорости лопаток турбины к адиабатной скорости истечения газа через турбину (1 Сад) и относительного перепада давления [c.32]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...