Потери давления и расход энергии

ПОТЕРИ ДАВЛЕНИЯ И РАСХОД ЭНЕРГИИ [c.29]

Достоинство форсунок с давлением малый расход энергии на распыление, бесшумность отсутствие потерь пара и конденсата, меньшее количество пара в продуктах горения. Механические форсунки не нуждаются в прокладке паропроводов для распыления. Пламя их обычно короче, чем у паровых форсунок. [c.71]

Приводимое выше уравнение (7) выражает потери давления, которые расходуются на преодоление сопротивлений, возникающих при перемещении чистого воздуха по трубам. При пневматическом транспорте перемещается смесь воздуха и взвешенного в нем материала, поэтому потери давления увеличиваются за счет дополнительных затрат энергии на преодоление сопротивлений, возникающих в результате трения частиц материала [c.73]

Увеличение потерь давления вызывает повышение отношения давлений газа по ступеням и расхода энергии. [c.152]

Если потери давления будут выражены в процентах к промежуточному давлению между ступенями (как это сделано в настоящем исследовании), то отношения давлений в ступенях, а следовательно, приблизительно и расход энергии в процентах будут изменяться аналогично изменению потерь давления газа. [c.153]

При регулировании производительности компрессорной установки изменением частоты вращения привода снижается работа механического трения, сокращаются межступенчатые потери давления и более интенсивно охлаждается газ в цилиндрах и холодильниках вследствие увеличения периода цикла. Все это приводит к уменьшению индикаторной работы одного цикла, а следовательно, снижению расхода энергии. [c.128]

Необходимо иметь в виду, что расчет трубопроводов не является решением задачи с одним определенным ответом. Его результаты зависят от выбора величины диаметров участков трубопровода или скоростей в них. Действительно, можно принять в расчете невысокие значения скоростей и получить небольшие потери напора. Но тогда при заданном расходе сечения трубопроводов (диаметры) должны быть большими, система будет громоздкой и тяжелой. Приняв высокие скорости течения в трубах, мы уменьшим их поперечные размеры, но при этом суш,ест-венно (пропорционально квадрату скорости) возрастут потери напора и затраты энергии на работу системы. Поэтому при расчетах обычно задаются какими-то средними, оптимальными , значениями скоростей течения жидкости. Для водяных систем оптимальная скорость имеет порядок примерно 1 м/с, для воздушных систем низкого давления — 8— 12 м/с. [c.25]

Работа сил давления р расходуется на преодоление сил сопротивления, что и обусловливает потери механической энергии. Эти потери прямо пропорциональны длине пути движения, поэтому их называют потерями удельной энергии по длине. Если потери выражены в единицах давления, их называют потерями давления по длине и обозначают pi. Если потери энергии выражены в линейных единицах EJg), их называют потерями напора по длине и обозначают /г . [c.132]

Из сказанного следует, что с изменением полезной нагрузки изменяется перепад давления на дросселе, а следовательно, и расход рабочей жидкости через дроссель при данной его настройке. Следует отметить также, что установка дросселя на напорной линии приводит к большим потерям энергии в самом дросселе, что приводит к нагреванию рабочей жидкости и изменению ее вязкости. [c.44]

Задача 3.36. Определить потери тепловой энергии на трение, вентиляцию и утечки в активной ступени, если располагаемый теплоперепад в ступени /г,) = 100 кДж/кг, давление р=1 МПа и температура /=300°С пара в камере, где вращается диск, средний диаметр ступени d=, м, частота вращения вала турбины и = 50 об/с, выходная высота рабочих лопаток 4 = 0,03 м, степень парциальности впуска пара е=0,4, коэффициент Я =1,1, расход пара Л/=25 кг/с и расход пара на утечки Myj = 0,8 кг/с. [c.123]

При значительных утечках пз рабочих полостей гидромашин затруднено получение высокого давления в полости, увеличиваются потери энергии и расход рабочей жидкости, падает к. п. д. гидропередачи. Поэтому герметизация является одной из наиболее важных задач при создании гидромашин. [c.138]

Сравнивая правые части уравнений (13-19) и (13-20), видим, что конвективный теплообмен и потеря давления в каналах при вынужденном движении зависят от критерия Re и от безразмерной длины канала. Чем больше скорость движения теплоносителя, тем выше коэффициент конвективной теплоотдачи, но одновременно увеличивается и потеря давления, а следовательно, расход энергии на перемещение теплоносителя. [c.171]

Потери энергии, скорость и расход при реальном течении в меж-лопаточных каналах. Процесс в диаграмме s—г. Рассмотрим реальное течение пара или газа в межлопаточных каналах турбин. В результате трения и вихреобразования уменьшается кинетическая энергия потока, часть энергии переходит в теплоту, повышая энтальпию на выходе из канала по сравнению с теоретическим случаем. Перепад давлений при этом остается такой же, как и при расширении рабочего тела по изоэнтропе (см, рис. 3.2, а). Величина потерь определяется как разность кинетических энергий выхода при течении без потерь и в реальном процессе. Так, [c.104]

Потери трения и вентиляции. При вращении стенки диска испытывают трение о среду, которая также вовлекается во вращательное движение и под действием центробежных сил перемещается вдоль диска к периферии, а под действием разности давлений — от периферии к центру вблизи полотна диафрагмы. На трение диска и создание вихревого потока расходуется энергия, которая в конечном счете превращается в теплоту и повышает энтальпию рабочего тела. [c.135]

К числу газодинамических характеристик решеток относят коэффициент потерь кинетической энергии, угол выхода потока, коэффициент расхода. Эти характеристики определяют как интегральные, осредняя их соответственно по уравнениям сохранения. Такой подход обусловлен неравномерностью распределения скоростей, давлений и плотностей в сечениях перед и за решеткой. В потоках двухфазных сред неравномерность полей газодинамических параметров возрастает, а при использовании уравнений сохранения необходимо учитывать вклад каждой фазы. [c.118]

Экономичность насосов, помимо выбора режима ра-боты, зависит также от их состояния. Ухудшение экономичности центробежного насоса вызывается неплотностью в ступенях давления из-за увеличенных зазоров и внутреннего перетекания воды и повышенными механическими, тепловыми и электрическими потерями — на трение в подшипниках, редукторе (если он имеется), в паровом приводе или электродвигателе. Расход энергии увеличивается при механическом или коррозионном износе лопаток и направляющих аппаратов, чрезмерной затяжке сальниковых уплотнений, плохой смазке трущихся поверхностей и т. п. [c.272]

В результате своих исследований турбостроительные заводы внесли существенные уточнения в расчеты. Так, например, при проектировании турбин фирмы Дженерал Электрик коэффициент расхода для сопел определялся по опытным данным с учетом переохлаждения и влияния начальной влажности [75]. Были также уточнены расчеты потерь энергии от влажности [106]. Вместе с тем все еще оставалась неясной общая картина движения двухфазной среды в проточной части турбины. В связи с этим неудовлетворительно решались задачи сепарации влаги в турбине. Организация эффективного влагоудаления была необходима для снижения механических потерь и смягчения эрозии. Последняя ограничивала окружную скорость ступеней низкого давления и в известной мере препятствовала повышению мощности турбин. [c.9]

При переходе котла от одной нагрузки к другой изменяется не только тепло-восприятие отдельных поверхностей нагрева. Прежде всего вследствие потерь давления в котле, а также благодаря и другим явлениям, связанным с изменением нагрузки, изменяется запас энергии, аккумулированной в отдельных поверхностях нагрева. Это в основном относится к испарителю, где изменения запаса энергии из-за смещения точки кипения могут быть весьма существенными (рис. 7.6). В больщинстве случаев с приемлемой точностью можно считать, что коэффициент р, учитывающий изменение теплового потока с нагрузкой, прямо пропорционален расходу, т. е. [c.130]

Нетрудно видеть, что дроссельное регулирование связано с потерей мощности и нагревом жидкости, поскольку энергия, соответствующая расходу жидкости через предохранительный клапан 5 в бак, под давлением его настройки теряется, превращаясь в тепло. [c.11]

В газотурбинном цикле повышение давления рабочего тела происходит в газообразной фазе и требует поэтому гораздо большего расхода энергии, чем в паротурбинном, в котором повышение давления рабочего тела происходит в жидкой фазе, но в цикле ГТД нет потерь, связанных со скрытой теплотой конденсации пара. [c.101]

Насосная установка и сеть трубопроводов образуют единую систему, характеризуемую равенством подачи насоса и расхода, проходящего в сети, а также равенством напоров насоса и расхода в сети. В общем случае энергия насоса, эквивалентная его напору, расходуется для подъема жидкости на высоту — Zj, создания давления в системе и преодоления суммарных сопротивлений /г , и (рнс. 10.8). Статический напор Н = (р — / pg + + Z2 — i) можно считать независящим от расхода сети гидравлические потери в сети приближенно пропорциональны расходу во второй степени + h =. Тогда для сети [c.246]

На практике часто работают с полностью открытым вентилем 1, что приводит к большим потерям воды и энергии, затраченной на ее перекачивание. Кроме того, давление технической воды может колебаться в зависимости от объема ее потребления в пределах нескольких десятых долей мегапаскаля (например, на ГРЭС в пределах 0,15 — 0,5 МПа). В соответствии с этим меняется расход промывочной воды через фонарное кольцо сальникового уплотнения. Чтобы исключить излишние затраты энергии и обеспечить необходимый расход промывочной воды, используют регуляторы расхода, автоматически поддерживающие приблизительно постоянный задаваемый расход промывочной жидкости независимо от колебаний давления в техническом трубопроводе. На рис. 10.17 показан один из регуляторов расхода. Клапан 1 связан герметично с эластичной мембраной 2, [c.366]

В тех случаях, когда потеря давления не обусловлена и нельзя точно определить ни среднего значения этой потери, ни соответствующей скорости потока, диаметр трубопровода можно определить путем технико-экономического расчета, который дает либо так называемый экономичный диаметр трубопровода, либо экономичную скорость потока. Экономичные значения этих параметров определяются по номинальной сумме годовых расходов—амортизационных отчислений, затрат на обслуживание и уход за трубопроводом, стоимости энергии, затрачиваемой на преодоление сопротивлений при протекании по трубопроводу и на покрытие теплопотерь. [c.628]

В баке с азотом, имевшим начальные параметры 0,5 МПа, 30 С, состояние газа изменяется по политропе с показателем п = 1,25 вследствие истечения газа в среду с давлением 0,05 МПа через отверстие. Объем бака и площадь отверстия, начальные значения которых 20л и 10 мм , изменяются пропорционально корню кубическому из давления в баке. Определить время, необходимое для падения давления до Ргкон — 0,055 МПа. Какими станут к этому моменту скорость истечения и расход газа Принять для коэффициентов расхода и потери энергии значения 0,8 и 0,15. [c.106]

Наряду с количеством энергии, передаваемой в виде теплоты, представляет практический интерес то количество энергии, которое приходится затрачивать для подачи теплоносителя. Применительно к теплообмену жидкости в трубе это означает, что искомой величиной, кроме а, является и перепад давления (потеря давления) Ар=р—Ро в трубе определенной длины при заданном массовом расходе жидкости. Безразмерное давление р/рш о = Еи или Ap/pti o=Eu называют числом Эйлера. Физический смысл числа Ей состоит в том, что оно от-ра жает соотношение между силами давления и силами инерции в потоке [c.335]

На рис. 3.2, б изображен процесс течения рабочего тела в неподвижном днффузорном канале при его сжатии от давления до давления р . В изоэнтропийном процессе кинетическая энергия входа в канал с 2 расходуется на повышение энергии давления и на кинетическую энергию выхода i 2. При наличии потерь процесс протекает по линии DK, и хотя согласно уравнению (3.9) полная энтальпия 1з в обоих случаях одинакова, полное давление р при этом будет меньшим, чем pit = р в изоэнтропийном процессе. Под КПД диффузора обычно понимают отношение перепада энтальпий, расходуемого на повышение давлений от рз ДО Рз в изоэнтропийном процессе, к действительному перепаду энтальпий, затраченному на те же цели, [c.90]

Таким образом, при деаэраторе этого типа неизбежна термодинамическая потеря, обусловленная повышением давления пара для предварительного подогрева воды. В колонку деаэратора этого типа не могут быть направлены холодные недеаэрированные потоки, например, добавочной воды или обратного конденсата из производства. Эти потоки, следовательно, должны быть объединены в один общий поток перед деаэратором, что составляет большое неудобство по сравнению с деаэратором смешивающего типа. В результате тепловая схема усложняется по сравнению со смешивающим типом деаэратора, тепловая экономичность установки снижается. Кроме того, деаэраторы без внутреннего обогрева, требующие установки двух дополнительных подогревателей, дороже и сложнее смешивающих. Расход энергии на подачу воды в деаэратор также увеличивается. А так как эффект деаэрации при этом улучшается мало, то станет понятным, почему деаэраторы этого типа [c.143]

Недостатком этих забрасывателей являются относительно большой расход энергии — давление воздуха для топок ВНИИТ 250—300 мм вод. ст. потеря конденсата пара, используемого для заброса топлива стокерами неудовлетворительное заполнение передних углов решетки топливом (у пневмозабрасывателей ВНИИТ) прогорание распределительных плит и др. Для нормальной работы требуется тщательная установка распределительных плит и дутьевых решеток и регулирование подачи воздуха или пара для достаточно равномерного распределения топлива по всему зеркалу горения. [c.39]

При определении топливной составляющей эксплуатационных затрат, связанной с изменением стоимости топлива, потребляемого за год котлом, имеется в виду фактический расход топлива (включая собственные нужды), который требуется для обеспечения одинаковой эффективной мощности турбины или электрической мощности генератора в каждом из четырех рассматриваемых вариантов. Изменение указанного расхода топлива и, следовательно, его стоимости в вариантах 2—4 по сравнению с вариантом 1 могут быть следствием изменения температуры промежуточного перегрева, потерь давления в промежуточном паропбрегревателе, расхода энергии на собственные нужды и температуры уходящих газов. Ниже рассмотрен каждый из этих факторов в отдельности, [c.283]

Необходимость создания оригинальной аппаратуры очевидна из сравнения наибольшего расхода выпускаемых клапанов и расхода, необходимого для молотов. Например, при скорости 7,6 м/с, рабочем давлении до 200-10 H/м пути подъема 0,3 м и энергии удара 30 ООО Дж (данные для гидропривода молота, аналогичного гидроприводу молота М-418) получаем расход слива 0,076 м с, или 4560 л/мин. Расход клапанов по нормали МСИП (Министерство станко-инструментальной промышленности), серийное производство которых только осваивается, до 2500 л/мин. Клапаны золотникового типа рассчитаны на меньшие расходы, чем стаканные клапаны, так как золотниковые клапаны имеют завышенные размеры при данном расходе из-за гидравлических потерь на внутренних переходах. [c.48]

Весьма эффективным методом снижения потерь в коротких диффузорах с большими степенями расширения является отсос пограничного слоя и вдув активного потока в диффузорный канал. Некоторые схемы такого воздействия показаны на рис. 10.12. Существует достаточно много схем организации отсоса. Наиболее часто используется щелевой отсос с расположением первой щели отсоса перед сечением отрыва. Более эффективен отсос потока через перфорированные стенки. В этом случае помимо удаления заторможенной жидкости на основное течение накладывается поперечный градиент давления, обеспечивающий отклонение линий тока к стенкам канала (рис. 10,12,6). Зависимость величины от интенсивности отсоса q=mora/m, где /Иою—количество отсасываемой жидкости, а т — общий ее расход, показывает (рис, 10,13), что при q = b % коэффициент полных потерь может быть уменьшен на 20—30 % исходного уровня. Основным недостатком рассматриваемого метода является необходимость использования для отсоса независимого источника низкого, давления и удаления из канала части потока. Добавочные затраты энергии на осуществление этих процессов оказываются заметными. Иногда для отсоса можно использовать естественный продольный перепад давления, имеющийся в диффузоре. Схема такого отсоса с возвратом удаленной жидкости в канал изображена на рис. 10.12,е. Однако эффективность этой схемы мала, так как энергия, необходимая для отсоса жидкости из нредотрывной зоны, заимствуется непосредственно из основного течения, а КПД естественного эжектора достаточно низок. [c.284]

При использовании этого подхода, который очень полезен при разработке конструкции и, кроме того, позволяет предложить вполне удовлетворительную методику расчета, система двигателя рассматривается как совокупность отдельных, но взаимосвязанных факторов, т. е. все факторы разделены. Перенос энергии определяют с помощью идеализированных методов типа изотермического и полуадиабатного метода. Полученные расчетные значения затем уменьшают, чтобы учесть различные потери энергии в системе. Предполагается, что все потоки энергии аддитивны. Это предположение до некоторой степени произвольно, но вполне разумно. Расчет идеальных массовых расходов осуществляют в предположении об отсутствии падения давления, а затем с использованием найденных значений расхода рассчитывают перепады давления в системе. Это также довольно разумная методика, поскольку относительные потери давления малы, хотя с академической точки зрения ее нельзя считать строгой. Инженеры-конструкторы могут без колебаний применять этот подход. Однако, как будет показано ниже, при использовании методов раздельного анализа невозможно провести сквозной последовательный расчет и решения можно получить только после нескольких итераций. Следова- [c.320]

Помимо цилиндрических, применяются конические сходящиеся (рис. 38, г) и расходящиеся (рис. 38, д) насадки. Сходящиеся насадки обеспечивают минимальные потери давления, а слёдова-тельно, и экономическое расходование энергии. Они нашли применение в сервомеханизмах типа струйной трубки (см. стр. 501), а также для привода прочих силовых и управляющих органов. Широко применяются они в технике для образования пожарных и гидромониторных струй и др. С увеличением угла а коэффициент расхода в этих насадках достигает значения [г = 0,98. Значения этого коэффициента приведены ниже [c.90]

На рис. 90 изображена диаграмма расхода энергии стендами различных типов. Площади соответствуют расходу энергии стендами с возбуждением различного типа, а именно при помощи резонансных машин (площадь 1), гидрообъемных пульсаторов (площадь 2), гидравлических машин с простым золотником (площадь 5) и машин с электрогидравлическим сервоконтуром (площадь 4). Линия I характеризует деформацию б детали под нагрузкой Q в соответствии с законом Гука. Вследствие податливости стенда, деформация оказывается большей. В резонансных стендах происходит рекуперация энергии деформации и затраченная энергия характеризуется площадью 1. Объемные гидропульсаторы также работают с рекуперацией энергии, но из-за потерь демпфирования и сжимаемости масла общий расход выше, поэтому площадь 2 оказывается несколько больше площади 1. Сервогидравлический привод работает при постоянном давлении, несколько больше требуемого для нагружения из-за потерь в клапане. Но общая деформация при сервоприводе несколько меньше, чем в случае применения гидрообъемного привода, из-за меньшего объема его рабочей части. [c.142]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...