Потери давления между ступенями

Подача компрессора — 25м /мин, давление всасывания — 0,95 ат, температура всасывания — 20° С, показатель политропы — 1,25. Потерь давления между ступенями не учитывать. [c.121]

Задача 6.11. Двухцилиндровый двухступенчатый поршневой компрессор сжимает воздух от давления />1=Г10 Па до 2= 13 10 Па. Определить действительную подачу компрессора, если диаметр цилиндра /) = 0,3 м, ход поршня 5=0,2 м, частота вращения вала п=14 об/с, относительный объем вредного пространства ст = 0,05, показатель политропы расширения остающегося во вредном объеме газа /и =1,25, коэффициент, учитывающий потери давления между ступенями, ф=1,1 и коэффициент, учитывающий уменьшение давления газа при всасывании, р = 0,94. [c.187]

Задача 6.14. Трехступенчатый компрессор с массовой подачей Л/= 0,238 кг/с сжимает воздух от давления Р2= 112,5 10 Па. Определить эффективную мощность привода компрессора, если параметры всасывания воздуха p = Q,9 10 Па и /i = 17° , коэффициент, учитывающий потери давления между ступенями, )/ = 1,11, механический кпд компрессора >/ = 0,94 и изотермический кпд компрессора r] = Q,l. [c.188]

Действительное отношение давлений в цилиндре а вследствие потерь давления между ступенями больше теоретической степени сжатия а, а именно оно равно [c.485]

ПОТЕРИ ДАВЛЕНИЯ МЕЖДУ СТУПЕНЯМИ [c.118]

Определение потери давления между ступенями (депрессия между ступенями) можно производить по индикаторным диаграммам. [c.118]

Потеря давления между ступенями i и i+1 (депрессия) бу дет равна [c.119]

Потери давления между ступенями определялись в процентах по отнощению к давлению мелсду ними. [c.147]

Чтобы оценить повышение расхода энергии в связи с увеличением потерь давления между ступенями, можно исходить из положения, что при обычно встречающихся отношениях давлений в ступенях компрессора в пределах трех-четырех можно принять, что потери давления вызывают увеличение расхода энергии в том же отношении, в каком они увеличивают отношение давлений. [c.153]

Задача 6.14. Трехступенчатый компрессор массовой производительностью Af=0,238 кг/с сжимает воздух от давления р2=И2,5-10 Па. Определить эффективную мощность привода компрессора, если параметры всасывания воздуха pi=0,9-10 Па и ii=17° , коэффициент, учитывающий потери давления между ступенями, 113= 1,11 и эффективный изотермический к. п. д. компрессора [c.201]

Повышение отношения давлений объясняется тремя причинами во-первых, увеличением количества газа, всасываемого четвертой ступенью вследствие отсутствия отбора газа после третьей ступени (как это предусматривалось по паспорту), во- вторых, повышенными потерями давления при всасывании в первую ступень и между первой и второй ступенями (как видно из табл. 13 потери давления между первой и второй ступенями для первого опыта составляли 13%, а для второго — 14,5%) и, в-третьих, неудовлетворительной работой холодильника первой ступени, вследствие чего температура газа, всасываемого второй ступенью, достигает 36,7—40,7 °С (см. выше) и давление газа после первой ступени повышается. [c.149]

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]

Каждая ступень представляет собой отверстие диаметром da = 2 мм в стенке толщиной 6=1,0 мм. Принять коэффициент расхода такого отверстия равным i = 0,62 и считать, что взаимное влияние ступеней дросселя отсутствует (скорость в промежутках между стенками гасится до нуля), а полная потеря напора распределяется между ступенями поровну. Определить полную потерю давления в дросселе при скорости течения в трубке v=l м/с, если плотность жидкости р = = 850 кг/м [c.50]

Многоступенчатые компрессоры используют для получения газа высокого давления. Переход газа из ступени в ступень и его охлаждение между ступенями сопровождаются в действительном многоступенчатом компрессоре потерями давления, т. е. давление всасывания каждой последующей ступени меньше давления нагнетания каждой предыдущей ступени. Эти потери могут достигать до 15 — 18%. Номинальное межступенчатое давление рт используют для оценки номинального относительного повышения давления в ступенях действительного компрессора е/ ом = [c.298]

Потери давления вторично перегреваемого пара в собственно поверхностях нагрева составляют при полной нагрузке блока 1,1 —1,2 ат и распределяются почти поровну между паропаровыми теплообменниками и газовой ступенью. [c.233]

В испарительную систему включена ионообменная установка, обеспечивающая восполнение потерь рабочего тела обессоленной водой (в размере до 4% паропроизводительности реактора). Насыщенный пар из барабана поступает в два турбоагрегата мощностью по 500 МВт каждый, расход пара на турбину составляет 5800 т/ч. Турбина одновальная, двухпоточная, имеющая на один цилиндр высокого давления четыре цилиндра низкого давления. Между цилиндрами высокого и низкого давления турбины включены сепараторы пара и после них осуществляется промежуточный перегрев пара в паропаровом пароперегревателе. Конденсат из конденсатора турбины подается насосами в ионообменную установку и после очистки его перекачивается конденсатными насосами второй ступени в регенеративные подогреватели низкого давления и далее в деаэратор. Из деаэратора вода питательными на- [c.269]

Паровые турбины разных типов различаются конструкцией цилиндра НД, а в ЦВД принята петлевая схема течения пара. Регулирование мощности турбины осуществляется способом скользящего давления в переменных режимах. Парогазовые установки с КУ работают при полностью открытых регулирующих клапанах паровой турбины без дополнительных потерь на дросселирование. В двухконтурном КУ, например, пар НД подается в камеру смешения между ступенями с параметрами, близкими к локальным параметрам пара (рис. 8.36). [c.321]

Потери давления газа при всасывании в первую ступень, между ступенями и при нагнетании шестой ступени достигают значительных величин (см. табл. 13). [c.152]

Особенно велики потери давления при всасывании в первую ступень (11,7%), между первой и второй ступенями (14,5%) и между пятой и шестой ступенями (13,5%). [c.152]

Задача 6.13. Двухступенчатый компрессор с подачей F=0,2 м /с сжимает воздух от давления р, = Г10 Па до pj = = 30 10 Па. Определить эффективную мощность привода компрессора, если эффективный адиабатный кпд компрессора >Уеад = 0,69 и коэффициент, учитывающий потери давления между ступенями, [c.188]

Уравнения (3-14) — (3-23) составляют систему линейных и нелинейных алгебраических уравнений, решаемую итеративными методами. При этом подбираются давления между ступенями и между напоавляюшими и рабочими лопатками. На выходе из ЦНД давление пара должно соответствовать вакууму в конденсаторе. Для определения начального приближения можно использовать уравнение Флюгеля (3-1). После окончания итераций определяется к. п. д. ступеней и отсеков как отношение действительного теплоперепада с учетом потерь к изо-энтропическому теплоперепаду. [c.33]

Питательная вода из деаэратора поступает во входной патрубок насоса. Пройдя через полуспиральный подвод, предназначенный для создания условий, наиболее благоприятных для обтекания потоком вращающегося вала, вода поступает в рабочее колесо первой ступени. В питательных насосах необходимо получить максимальное приращение потенциальной энергии давления, поэтому жидкость после рабочего колеса поступает в лопаточный отвод, в диффузорных каналах которого происходит превращение части кинетической энергии в потенциальную. Затем вода поступает к рабочему колесу второй ступени. Вода движется по каналам проточной части с больщими скоростями (40—60 м/с). Следовательно, эти каналы должны иметь благоприятную в гидравлическом отнощении форму и гладкую поверхность для уменьшения гидравлических потерь. Минуя последнюю ступень, вода поступает в пространство между наружным и внутренним корпусами, а оттуда в нагнетательный выходной патрубок. [c.227]

Основным 1 ином осевых турбин в ГТУ всех типов являются турбины со ступенями давления. Располагаемый тепло-перепад делится между ступенями, и при некоторой окружной скорости vv , обусловленной прочностью. лопаток и дисков, достигается оптимальное отношение wjwu в каждой ступени. Гидравлические потери в ( — 1)-й ступени многосту пенчатой турбины вызывают повышение температуры газа при входе в -ю ступень (Г > Г ), в результате Hf > Hf (рис. 4.10) и АН = Н - Hf = Н у X Tf/Tf — I). Поэтому сумма располагаемых теплоперепадов по всем ступеням больше Н и определяется соотношением [c.188]

Относительно большая доля мощности, затрачиваемая на сжатие газа в компрессоре, обусловливает высокие необратимые потери в цикле. Для уменьшения работы сжатия применяют промежуточное охлаждение газа между ступенями компрессора, так как работа адиабатического процесса при заданной степени повышения давления прямо пропорциональна удельному объему газа. Применение промежуточного охлаждения газа при сжатии позволяет понизить среднетермодинамическую температуру отвода тепла. [c.26]

Корпус турбины сделан из слаболегированной литой стали. Входной патрубок имеет защитный экран, выполненный из стали аустенитного класса. Между экраном и корпусом проходит охлаждающий воздух, отбираемый за компрессором. Экран является продолжением двухстенного газохода между камерой сгорания и газовой турбиной. Особое внимание было уделено конструированию выходного патрубка с диффузором. Потери давления в нем, измеренные на модели, составляли 33% от входного динамического давления. Направляющие лопатки закреплены при помощи Т-образных хвостовиков. Венцы направляющих лопаток в первых трех ступенях охлаждаются воздухом. Компрессор осевого типа, 13-ступенчатый. Проточная часть выполнена с постоянным наружным диаметром, равным 540 мм. Ротор компрессора цельнокованый. Для разгрузки ротора от осевых усилий на конце его сделан думмис. [c.156]

Часть линии Вилланса между С и D дает зависимость между перегрузочными мощностями и увеличенными расходами пара. Более крутой наклон линии Вилланса D по отношению к кривой ВС объясняется дополнительными потерями в турбине, происходящими от ввода байпасированного пара высокого давления в ступени низкого давления. Проточная часть низкого давления не проектировалась для дополнительного потока пара высокого давления. Поэтому наблюдается, как это и представлено на фиг. 89, заметное падение коэффициента полезного действия и увеличение расхода пара. Удельный расход пара на 1 квт-ч может быть получен из линии Вилланса при различных нагрузках путем деления расхода пара на соответствующую этому расходу мощность. В результате получаем кривую линию удельных расходов пара, как это видно из фиг. 90. [c.165]

Число ступеней испарения определяется перепадом давления между давлением греющего пара первой ступени и давлением в конденсаторе-охладителе последней ступени. Возможная величина вос-полнен1[я химически очищенной воды (дистиллятом) потерь конденсата из цикла электростанции характеризуется данными табл. 5-4. [c.179]

Точка О процесса работы пара отвечает его состоянию перед регулирующей ступенью ЦВД, точки 2° и 2 —параметрам пара до и после промежуточного перегрева. Приняты следующие потери давления пара в стопорных и регулирующих клапанах ЦВД —3%, в тракте промежуточного перегрева, включая стопорные и регулирующие клапаны ЦСД,—-14%, в ресиверах пара между ЦСД и ЦНД— 2%, в паропроводах отборного пара —5—8%. Давления пара до и после приводной турбины питательного и бустерного насосов приняты р(,т.п=1 07 МПа, ptJ"—5 кПа энтальпии пара соответственно равны /to " — 3400 кДж/кг, ft/ =2439 кДж/кг. [c.151]

При построении /г,л-диаграммы учитываются потери давления в элементах тракта между цилиндрами турбины (см. 3.5), потери с выходной скоростью ДЛз (. [см. формулу (3.5а)], учет которых обязателен для последних ступеней, а также восстановление давления в выходном патрубке, в результате чего теплоперепад в ЦНД может быть увеличен при слабовлажном паре у < 0,05) для осерадиальной конструкции на (0,1—0,2)ДЛц [c.357]

Расчет проточной части паровой турбины (и системы регенерации при ее наличии) проводят одновременно с расчетом сетевой подогревательной установки. При проведении предварительного расчета тепловой схемы ПГУ-ТЭЦ задают график отопительной нагрузки, расхода и температуры сетевой воды. В зависимости от коэффициента теплофикации и схемы ТЭЦ принимают нужное количество ступеней подогрева сетевой воды (обычно не более 4). Необходимую тепловую нагрузку распределяют между подогревателями сетевой воды, определяют температуры на выходе из каждого подогревателя. С учетом недогрева в подогревателях и потерь давления в паропроводах рассчитывают значения давления пара в отборах ПТ для тех ступеней, которые питаются отборным паром. При необходимости находят расход пара через редукционноохладительное устройство и количество впрыскиваемой воды. После этого рассчитывают и строят процесс расширения пара (в h, j-координатах) для каждого отсека (под отсеком подразумевают группу ступеней с одинаковым расходом пара). При этом начальные параметры пара берут из расчета КУ с учетом потерь в трубопроводах, а давление в конденсаторе принимают или рассчитывают (см. гл. 8). Дальнейший расчет процесса хорошо известен и описан 404 [c.404]

В потери Api, определяемые по индикаторным ди-аграметам, входят потери давления в нагнетательном клапане i-й ступени, сопротивление холодильника между ступенями и потеря давления во всасывающем клапане (г-Ы)-й ступени. [c.119]

Проведенные в последуюш,ие годы В. И. Поликовским (1935—1937) и М. И. Невельсоном (1937,1946) теоретические и, в основном, экспериментальные исследования позволили установить более строгие зависимости между различными аэродинамическими параметрами потока в проточной части вентилятора и уточнить значения отдельных коэффициентов в расчетных формулах. Был создан метод расчета центробежных вентиляторов, который давал надежные результаты для широкого класса распространенных в то время центробежных машин. Он получил в литературе название метода ЦАГИ и был опубликован М. И. Невельсоном в 1954 г. В результате проведенных исследований было установлено, что в межлопаточных каналах рабочих колес с загнутыми вперед лопатками, вогнутость которых обраш ена в сторону враш ения колеса, возникают сильна развитые отрывные вторичные течения, которые приводят к большим гидравлическим потерям в рабочем колесе. У колес с лопатками, загнутыми назад, течение в межлопаточных каналах на режимах, близких к режиму максимального значения кпд т)тах, почти безотрывное, что приводит к уменьшению потерь давления в колесе и увеличению кпд центробежной ступени Ь целом. Поэтому в конце сороковых начале пятидесятых годов-вентиляторы с такими лопатками, у которых величина "Птах достигала 80%, начинают широко использоваться взамен вентиляторов с лопатками, загнутыми вперед, имевших распространение в тридцатых годах, у которых величина Птах пе превышала 70%. [c.850]

МПа (47 кгс/см ) и температурой 260°С. Потеря давления пара в паропроводах составляет около 0,4 МПа (4 кгс/см ), и, следовательно, перед турбиной пар имеет давление 4,3 МПа (43 кгс/см ) и температуру 255°С. Насыщенный пар такого давления при расщиртии в турбине до давления в коиденсаторе будет иметь высокую конечную влажность (около 18%), недопустимую для нормальной работы последних ступеней турбины. Поэтому в схеме предусмотрена установка между цилиндрами высокого и среднего давления турбины специального турбинного сепаратора 10, в котором влага отделяется от пара. После отделения влаги пар поступает в промежуточный пароперегреватель 11, где свежим паром из парогенератора дополнительно подсушивается перед поступлением в цилиндр среднего давления. К концу 1973 г. общая электрическая мощность четырех установленных на Нововоронежской АЭС реакторов составила 1465 МВт. [c.13]

Уплотнения (концевые и промежуточные). Непосредственное соприкосновение вращающихся и неподвижных частей при работе турбины недопустимо из-за опасности нагрева за счет работы трения. Поэтому между вращающимися и неподвижными частями турбиньи, в частности, между корпусом и ротором, а также между диафрагмами и ступицами дисков или валом необходимо иметь зазоры, устраняющие опасность их соприкосновения. Такие зазоры без специальных защитных устройств могут явиться источником недопустимьих по условиям экономичности протечек пара между ступенями, а также утечек пара из тех частей турбины, где его давление выше атмосферного. Для тех же частей турбины, которые находятся под вакуумом, появляется опасность засоса воздуха из окружающей среды, т. е. срыв вакуума, что может быть связано не только с потерей экономичности, но и с недопустимым на- [c.164]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...