Коэффициент дроссельных потерь

Формула (IV—125) показывает, что для данной группы рабочих тел и обратно пропорциональны. Таким образом, рабочие тела характеризующиеся большими дроссельными потерями, дают меньшие потери от перегревания, (например, ф-12). Выше уже показано, что коэффициент дроссельных потерь т]а является функцией критерия К при заданном температурном режиме. Следовательно и коэффициент т перегревания в условиях данной группы рабочих тел является также функцией критерия К- [c.165]

Формула (29) показывает, что для данной группы рабочих тел величину т) можно считать приблизительно постоянной и поэтому тда и обратно пропорциональны. Таким образом, рабочие тела, вызывающие большие дроссельные потери, дают меньшие потери при перегревании (например, ф-12). Выше было показано, что коэффициент дроссельных потерь является [c.132]

Формы или сочетание форм элементов газовой коммуникации часто настолько своеобразны, что табличные значения коэффициентов С для отдельных элементов не могут служить для вычисления с удовлетворительной точностью сопротивления узлов в целом. Ошибка увеличивается еще тем, что форма и сечение одного элемента влияют на сопротивление следующего, и общее сопротивление сложного узла лишь весьма приближенно равно сумме сопротивлений его элементов. Наиболее велики расхождения на участках коммуникации низкого давления, где формы каналов сложнее, чем у ступеней высокого давления. Значения сопротивлений сложных узлов следует определять экспериментально — продувкой или проливом натуры или модели. Такого рода исследования во многих случаях позволяют найти формы, наиболее благоприятные для снижения дроссельных потерь в коммуникации. [c.243]

Иногда для учета объемных и дроссельных потерь используют коэффициент всасывания [c.255]

При снижении давления всасывания до 0,02 МПа и далее коэффициент подачи из-за дроссельных потерь во всасывающем клапане настолько снижается (левый график на рис. 20), что поршневые 58 [c.58]

Индикаторный коэффициент учитывает энергетические потери из-за отклонения действительного цикла от теоретического (дроссельные потери, отклонения от адиабатического процесса сжатия и расширения, влияние объемных потерь). Эти потери определяются по индикаторной диаграмме (площадь диаграммы определяет удельную затрату работы), поэтому и мощность называется индикаторной. Для аммиачных компрессоров Г 0,75, для фреоновых т] 0,72. [c.61]

Коэффициент, учитывающий потери мощности в связи с дроссельными потерями при нагнетании [c.76]

За счет утечек газа через неплотности поршневых колец и всасывающего клапана I ступени, влияния мертвого пространства, в котором остается сжатый газ и которое при расширении уменьшает объем всасывания, подогрева газа на всасывании и падения давления в цилиндре в результате дроссельных потерь во всасывающих клапанах объем выдаваемого цилиндром газа меньше, чем его рабочий объем. Отношение действительной объемной производительности Уве к объему, описываемому поршнем I ступени в единицу времени Уп, называется коэффициентом производительности Я = Уве/Уп. [c.12]

Величина объемного коэффициента с учетом дроссельных потерь на всасывании равна [c.36]

Влияние дроссельных потерь в этом цикле будет характеризоваться отношением холодильного коэффициента [ к его значению в обратимом цикле, в данном случае— цикле Карно [c.151]

Если обозначить долю использованного тепла 7] , то коэффициент и цикла 1—2—С— 3—4 с дроссельными потерями составит [c.168]

Опыты В. В. Лавровой показали, что в современных высокооборотных компрессорах при скорости в клапанах не более 40 м/сек дроссельные потери мало влияют на величину коэффициента подачи, а главную роль играет величина мертвого пространства. [c.191]

В вертикальных прямоточных холодильных компрессорах клапаны расположены в поршне и в ложной крышке, благодаря чему мертвое пространство уменьшается. Размещение клапанов по всему сечению цилиндра позволяет увеличить сечение их и вследствие этого уменьшить дроссельные потери при прохождении пара и повысить объемный и индикаторный коэффициенты. [c.242]

Второй член уравнения, определяющий изменение работы (теоретического напора) при закрутке, зависит от величины составляющей Сщ, которая в свою очередь пропорциональна тангенсу угла б отклонения потока от радиального направления (рис. П1-15, о). При положительном угле б (отклонение в направлении вращения колеса) напор снижается, при отрицательном (против вращения) возрастает. В основном практическое значение имеет закрутка с положительным углом б. Политропные КПД и коэффициенты напора для ступени при закручивании [3] представлены на рис. П1-15, б. Кроме закрутки на энергетическую эффективность регулирования оказывают существенное влияние дроссельные потери во входном направляющем аппарате. [c.112]

Определение рабочих коэффициентов. Коэффициент подачи ротационных компрессоров определяют по форму.чам, справедливым для поршневых компрессоров. При определении объемного коэффициента величину относительного мертвого пространства следует принимать равной 0,02—0,03 показатель политропы обратного расширения составляет 1,09—1,12. Коэффициент дросселирования следует принимать равным 1 в связи с малыми (из-за отсутствия всасывающего клапана) дроссельными потерями. [c.145]

Уменьшение диаметра отверстия в седле нагнетательного клапана, с одной стороны, увеличивает скорость пара и соответственно дроссельные потери, с другой — снижает мертвый объем, в результате чего растет коэффициент подачи. Оптимальная величина диаметра отверстия в седле, при которой достигается максимальная эффективность компрессора, зависит от условий его работы 120]. [c.165]

Дроссельные потери ротационного компрессора в связи с отсутствием всасывающего клапана весьма малы падение давления во всасывающем канале исследованных компрессоров не превышает 1,5 кПа. В связи с этим коэффициент дросселирования принимают равным единице. [c.122]

Испытания тихоходных горизонтальных машин показали, что с увеличением числа оборотов коэффициенты подачи и индикаторный растут до определенной величины, а затем начинают падать. Результаты одного из таких испытаний представлены на рис. 74, б. Анализ этих результатов позволяет заключить, что для данной машины существует такое число оборотов, которое соответствует наибольшим коэффициентам подачи и индикаторному. С увеличением числа оборотов повышаются скорости протекания пара через клапаны, дроссельные потери, а следовательно, Хдр уменьшается. Изменение с увеличением депрессии всасывающих клапанов показано на рис. 74, в. Вместе с тем с увеличением объема газа, прокачиваемого ком- [c.174]

Форма и сочетание форм узлов газового тракта во многих случаях настолько сложны и своеобразны, что определение их сопротивления возможно лишь экспериментально — путем продувки узлов или их моделей в стационарном воздушном потоке. Если расход воздуха и потеря давления известны, задача сводится к определению Й из формул ( 1.3) и ( 1.6). Если же расход не известен, то величину сопротивления проще всего найти сопоставлением потерь давления в исследуемом узле и в эталонном сопротивлении, включенных последовательно в схему продувки. Эталонным сопротивлением служит дроссельный прибор в виде нормального сопла или диафрагмы, для которых известны проходное сечение /о, коэффициент расхода ао и коэффициент расширения врд [102]. Из равенства весовых расходов газа через дроссельный прибор и узел имеем [c.204]

Расчетные кривые потери давления проверены экспериментально путем индицирования цилиндра компрессора. Индицирование производилось при снятой крышке цилиндра, а клапаны были заменены тонкой дроссельной диафрагмой с прямоугольными кромками, при которых потеря давления не зависит от направления потока. Диафрагма была установлена с соблюдением мертвого пространства а = 0,1. Всасывание производилось непосредственно из атмосферы, а нагнетание — в атмосферу. Замена клапанов диафрагмой, допустимая поскольку значения коэффициента расширения для клапана и диафрагмы практически одинаковы, исключила погрешность, которая возникла бы при тарировке сопротивления клапана по другому дроссельному прибору. Индицирование производилось посредством циклографа [101] — прибора, записывающего кривую давления по углу поворота вала в виде контура штрихового поля. Размеры отверстия сменных диафрагм соответствовали ряду значений критерия скорости потока в пределах М = 0,1ч-0,5. Расчетные и экспериментальные кривые потери давления для различных М при всасывании и на- [c.214]

Уравнением (68) дается зависимость коэффициента поджатия т от О и а. Коэффициенты расхода а = СЕ для сегментной диафрагмы несколько отличаются от их значений для нормальной диафрагмы, хотя зависимости а от т для этих двух типов дроссельных приборов очень близки. По Макарову и Шерману допуск в а при т до 0,5 составляет около 1%, при т>0,5 допуск увеличивается до 1,5%. Для приблизительного подсчета потери давления в сегментной диафрагме можно воспользоваться уравнением (59). [c.46]

В советских инструкциях для дроссельных установок рекомендуется выбирать значение n между 0,4—0,6, лучше всего 0,5. Схема течения через сдвоенные диафрагмы при различных расстояниях между ними показана на фиг. 192. Коэффициенты расхода а и невозвратимая потеря давления в процентах перепада давлений в зависимости от величины т главной диафрагмы были определены экспериментальным путем и приведены в табл. 17. [c.66]

Основными данными для расчетов трубопроводов являются коэффициенты сопротивления трения в прямых трубах и коэффициенты местных гидравлических сопротивлений фасонных частей трубопроводов, дроссельных устройств и других элементов сетей. Расчет потери напора ведется по суммарному коэффициенту [c.183]

Рассмотренные уравнения позволяют рассчитать дроссельные характеристики струйного компрессора с цилиндрической и конфузорной камерами смешения для условий, когда выходное сечение активного сопла находится в одной плоскости с входом в камеру смешения или отодвинуто от нее. Повышенные потери в пассивном сопле компрессора со смешением в камере учитываются при выборе коэффициента ф . [c.54]

Расчеты показывают, что при дроссельных режимах работы компрессора потребная величина Яз уменьшается по сравнению с величиной этого показателя при предельном режиме и одинаковых начальных условиях Это положение обусловлено тем, что с переходом компрессора с предельного на допредельные режимы уменьшаются величины Яг и Яз, а следовательно, уменьшаются потери в пассивном сопле и диффузоре, оцениваемые коэффициентами а и 01 . [c.70]

Выражение (IV —80а) для теоретического холодильного е коэффициента показывает, что его величина зависит от отношения работ Л/р расширителя и Ale цикла. Увеличение работы расширителя или, что то же самое, уменьшение работы компрессора по сравнению с работой цикла снижает значение е. Потери от дроссельного вентиля в паровом цикле, как и потери действительного газового цикла с расширителем, зависят от соотношения между работой компрессора и расширителя. Очевидно, что паровой цикл дает лучший результат, так как отношение Alp к Ale здесь меньше, чем в случае применения газа. [c.150]

Сравнение выражений (XII -9а и 10) с (XII -7 и 6а) показывает, что дросселирование эквивалентно работе холодильной машины без использования работы расширителя при равенстве его коэффициента т адр полезного действия нулю. Отметим еще, что при сравнительно малой величине дроссельного эффекта для воздуха замена расширителя дросселем потребует значительного возрастания давления и не приведет при этом к получению достаточно низких температур. Таким образом, даже в случае полной потери работы расширителя оп необходим для получения большей холодопроизводительности и низких температур. [c.425]

Дроссельная характеристика эжектора для этого случая дана на фиг. 83. Точка 1 соответствует критическому режиму. С уменьшением противодавления степень сжатия эжектора уменьшается за счет увеличения потерь в прямом скачке уплотнения, который смещается в расширяющуюся часть диффузора. Коэффициент эжекции при этом остается неизменным. Этим режимам соответствует вертикальный участок характеристики 1—2. [c.192]

Пример. Рассчитать усилие R на штоке гидроцилиндра и скорость v его перемещ,ения при дроссельном регулировании. Сечение регулирующего дросселя /др = 3 мм давление в напорной магистрали р = 12 МПа (120 кгс/см ) (объемные и механические потери и давление в сливной магистрали не учитываем). Рабочая площадь поршня F = 25 см коэффициент расхода дросселя х = 0,7, удельный вес жидкости у = 0,85 гс/см . [c.501]

По Р. Планк5 [37—39] для всех рабочих тел величина т] в заданном интервале температур одинакова. Работы И. И. Левина и И. С. Бадылькеса показали, что величина г] остается постоянной для данной группы рабочих веществ (но давлениям или температурам). Следовательно, в пределах группы рабочих веществ в области, удаленной от критической точки, нри одинаковых температурах источников -цд и обратно пропорциональны. Рабочие вещества, вызывающие большие дроссельные потери, характеризуются меньшими потерями от перегревания (например, ф-12). Коэффициент дроссельных потерь г)д при заданном температурном режиме является функцией критерия Я. Следовательно, коэффициент у пр перегревания есть также функция критерия Я. В цикле 1—V—2"—2—3—4—5— 5 (рис. 23) осуществлена регенерация [c.39]

При понижении температуры кипения коэффициент подачи также уменьшается по следующим причинам увеличивается степень сжатия, следовательно, уменьшается объемный коэффициент возрастает раз ность между температурой компрессора и температурой всасываемого пара, что вызывает снижение коэффициента подогрева увеличивается влияние дроссельных потерь, В малых фреоновых машинах снижение температуры кипения на 10° приводит к уменьшению коэффициента подачи на 10—20% (более сильное падение при более изкой температуре). [c.30]

При высоких давлениях всасывания дроссельные потери в клапанах с малым мертвым объемом сильно сказываются не только на энергетических показателях, но и на производительности. Поэтому коэффициенты подачи у компрессоров с малым мертвым объемом при малых рв1рве оказываются меньше, чем у компрессоров с обычными клапанами (см. рис. 32). Компрессоры с малым мертвым объемом целесообразно применять только для низкотемпературных машин. [c.84]

Ступени низкого давления всасывают пар низкого давления (0,10—0,15 кПсм ) и иногда низкой температуры. При понижении давления всасывания увеличивается относительная величина дроссельных потерь, а при понижении температуры всасываемого пара понижается температура металла компрессора, уменьшается отвод тепла от нагретых мест и усиливается приток тепла к холодным местам компрессора из окружающей среды. В результате рабочие коэффициенты компрессора понижаются. [c.65]

Отсюда следует, что потери напора на сходственных участках равны и дроссельные потери в одинаковой степени исказят индикаторные диаграммы, отразившись на производительности и экономичности компрессоров. При условии равенства объемных коэффициентов одинаковыми окажутся и коэффициенты дросселирования Igp — onst). [c.125]

При уменьшении давления кипения ро и увеличении давления конденсации рк компрессор будет работать с большим отношением давлений рк/ро, называемым степенью сжатия. Большое значение отношения pjpo приводит к уменьшению рабочих коэффициентов компрессора, значительно снижающих его экономичность, а также увеличению дроссельных потерь в регулирующем вентиле, что способствует уменьшению холодопроизводительности. Кроме того, с увеличением рк ро увеличивается температура в конце сжатия, что ухудшает условия смазки компрессора и может вызвать самовозгорание масла, смазывающего цилиндр. Для уменьшения степени сжатия в одном цилиндре применяется многоступенчатое сжатие холодильного агента в 2, 3 и более последовательно соединенных цилиндрах. [c.39]

Опыты, произведенные с тихоходными горизонтальными машинами, показали, что с увеличением числа оборотов коэффициенты подачи и индикаторный растут до определенной величины, а затем начинают падать. Результаты одного из таких испытаний представлены на рис. 71,б. Анализ этих результатов позволяет заключить, что для данной машины существует такое число оборотов, которое соответствует наибольшим коэффициентам подачи и индикаторному. С увеличением числа оборотов растут скорости протекания пара через клапаны, дроссельные потери, а следовательно уменьшается. Изменение X, с увеличением депрессии всасывающих клапанов показано на рис. 71, в. Вместе с тем, с увеличением объема газа, прокачиваемого компрессором, растет коэффициент подогрева Хц,. Анализ графика рис. 71, б приводит к выводу, что до определенного числа оборотов в тихоходных горизонтальных машинах ростХг , идет быстрее, чем уменынение значения Х р. [c.191]

Выражение (VI.6) отличается от аналогичного ( 1.2) для несжимаемой жидкости наличием коэффициента расширения е,, в качестве иоиравоч-ного множителя, который всегда меньше единицы. Величина зависит от относительной потери давления в узле, от иоказателя адиабаты протекающего газа и от геометрической формы каналов узла, которая определяет, будет ли протекать газ без отрыва или с отрывом от стенок канал9в. Значения в первом случае близки к их величинам для сужающихся сопел нормальных дроссельных приборов, где поток газа также направляется стеиками, а во втором случае близки к величинам для нормальных диафрагм, для которых разность (1 — е ,) при равных условиях приблизительно в два раза меньше, чем для сопел. [c.204]

Использование в части щкла конденсированного вещества позволяет сделать установки более компактными благодаря сравнительно малым расходам рабочего тела и высоким коэффициентам теплоотдачи при испарении и конденсации. В случае необходимости обеспечиваются также изотермические у ло-вия внешнего подвода и отвода тепла. Кроме того, возможность замены без существенных потерь в ряде случаев расширительной машины — детандера дроссельным вентилем существенно упрощает установку. [c.248]

Не менее важное значение, чем регулировка основной возду-хоразделительной колонны, имеет установление и регулировка режима в аргонной колонне. Основным средством регулирования ректификации в аргонной колонне является изменение подачи жидкости испарителя в конденсатор, осуществляемое с помощью дроссельных вентилей 6, 8 я 9 (рис. 7-4). Правильный режим находят, распределяя жидкость между основной и аргонной колоннами. Прикрывание вентиля 8 приводит к повыщению уровня в конденсаторе 5, увеличению поверхности теплопередачи и, следовательно, к увеличению доли жидкости испарителя, выпаривающейся в конденсаторе 3. Соответственно в колонну 1 поступит меньще жидкости и больше пара. При этом следует стремиться к тому, чтобы направить возможно большую долю жидкости в конденсатор аргонной колонны с целью улучшения условий ректификации в ней и, следовательно, уменьшения содержания кислорода в аргоне. Однако существует предел, за которым увеличение доли жидкости, направляемой в аргонную колонну, приводит к уменьшению выхода аргона и ухудшению его состава, так как уменьшение количества жидкости, подаваемой через вентиль 8, с определенного момента начинает ухудшать условия ректификации в верхней колонне. Потери аргона с кислородом и азотом возрастают, а содержание аргона во фракции уменьшается, что приводит к снижению коэффициента извлечения. При регулировке аргонной колонны можно ориентироваться на указатель уровня жидкости в аргонном конденсаторе, расходомер пара, отводимого из конденсатора аргонной колонны, и указатель сопротивления колонны. [c.383]

Таким образом, с увеличением степени охлаждения от О до 1 степень обратимости также возрастаетотзначения1г]а до 1. Из этого следует, что при охлаждении перед дросселированием не только увеличивается холодильный коэффициент, но и сокращаются необратимые потери дроссельного процесса. На рис. 53,6 показано влияние степени охлаждения на необратимые потери для различных рабочих тел. [c.129]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология