Турбодетандер гидравлический

Выделение гидравлических потерь позволяет ввести для оценки аэродинамических качеств проточной части турбодетандера гидравлический к. п. д. [c.265]

Падение температуры, вызываемое расширением воздуха в дроссельном вентиле, меньше падения температуры в результате адиабатического расширения воздуха в детандере при одинаковом в обоих случаях перепаде давлений. Однако из-за возможности возникновения гидравлических ударов в цилиндре поршневого детандера и опасности эрозии лопаток турбодетандера ПОД действием капель сжиженного газа стремятся не охлаждать зоз дух в этих .машинах до точки р Осы. По этой причине снижение температуры в результате адиабатического расширения воздуха необходимо использовать для охлаждения и сжижения другого газового потока, находящегося под давлением. [c.395]

Гидравлические потери в проточной части реактивного турбодетандера на 25— 35% меньше, чем у активного. Объясняется это в основном действием трех факторов [c.151]

Механические потери в турбодетандерах вследствие большой плотности газа имеют существенное значение. Акад. П. Л. Капица показал [28], что потери на трение ротора в турбодетандерах во много раз больше, чем, например, в паровых турбинах. Эти потери снижаются с уменьшением диаметра ротора. Выделяющееся тепло трения так же, как и в результате гидравлических потерь, уменьшает охлаждающий эффект детандера. [c.151]

Суммарная величина перечисленных потерь в активном турбодетандере значительно выше, чем в активно-реактивном, так как определяющее значение по своему удельному весу имеют гидравлические потери. Адиабатный к. п. д. активных турбодетандеров не превышает 0,68, в то время как в активно-реактивных он составляет 0,82—0,88. [c.151]

Активные турбодетандеры особенно чувствительны к попаданию в рабочее колесо жидкого воздуха. Это может произойти при нарушении температурного режима работы аппарата. В реактивных машинах, которые по конструкции ближе к гидравлическим турбинам, образование жидкого воздуха не приводит к значительным вибрациям и опасности не представляет. Выделение твердой двуокиси углерода и льда, напротив, более опасно для реактивной турбины, чем для активной. На твердые частицы действует не только поток газа, влекущий их к центру, но и силы инерции, отбрасывающие их к периферии и в зазор между направляющим аппаратом и рабочим колесом. В результате твердые частицы вместе с металлической пылью, полученной при эрозии лопаток, циркулируют в каналах, вызывая износ. В этом случае, чтобы отогреть турбодетандер, на короткое время закрывают вход и выход газа, не включая мотор-генератор. Ротор, перемешивая газ, нагревает его, что приводит к очистке каналов ротора. [c.158]

На ротор насажена ведомая шестерня 16 для сцепления с ведущей шестерней валоповоротного устройства и с ведущей шестерней расцепного устройства турбодетандера. Кроме нее на конце ротора расположены колесо 15 главного масляного насоса и кольцевой выступ 14 гидравлического реле осевого сдвига. [c.72]

Ввести в зацепление шестерню турбодетандера путем поворота ключа или нажатия кнопки и проверить открытие гидравлического клапана 13 (рис. У-13). [c.133]

Включением пускового устройства открыть регулирующий клапан на 1,5—2 мм и в этом положении прогревать турбину 10—15 мин, затем, медленно открывая регулирующий клапан (в течение 10—15 мин), поднять температуру и обороты с таким расчетом, чтобы регулятор скорости турбодетандера закрыл гидравлический клапан и прекратил подачу газа на турбодетандер. Одновременно муфта-шестерня выйдет из зацепления и закроется кран 11, а откроется кран 10. [c.134]

Сборник содержит результаты исследований по оценке эффективности турбодетандеров в крупных кислородных установках, по теплоотдаче и гидравлическому сопротивлению в регенераторах с насыпными насадками установок разделения воздуха. [c.2]

Таким образом, холодильный коэффициент машины зависит от КПД компрессора, турбодетандера, регенератора и от сопротивления гидравлического тракта. В воздушных машинах для конди-ционирования холодильный коэффициент существенно зависит еще и от отношения температуры окружающей [c.185]

Для определения максимальных значений холодильного коэффициента пользуются графиком (рис. V—5), показывающим зависимость холодильного коэффициента е от степени повышения давления в компрессоре воздушной детандерной машины, работающей по разомкнутому циклу с разрежением и регенерацией. Принятые значения КПД турбодетандера и компрессора охватывают реальный диапазон их значений. График показывает существенное влияние КПД турбодетандера и компрессора, а так.же гидравлических потерь на холодильный коэффициент. Из графика следует также, что с понижением КПД турбодетандера и компрессора и ухудшением гидравлического сопротивления максима.чь-ный холодильный коэффициент достигается при более высоких степенях повышения давления в компрессоре Яд. [c.185]

Турбодетандер и компрессор для уменьшения гидравлических потерь имеют тщательно спрофилированные патрубки для подвода и отвода воздуха. [c.187]

Осевая ступень, широко применяемая в паровых и газовых турбинах (за редким исключением), не нашла применения в турбодетандерах. Это объясняется тем, что в области параметров потока, характерных для турбодетандеров воздухоразделительных установок, одноступенчатый осевой турбодетаидер вследствие ряда причин малоэффективен 1, 5, 19]. При малых объемных расходах также и многоступенчатый осевой турбодетандер не может быть эффективным вследствие малой высоты лопаток и связанного с этим ухудшением их гидравлических характеристик, а также из-за увеличения относительных потерь на перетекания. Кроме того, при малых размерах осевые лопатки требуют чрезвычайно высокой точности изготовления профилей. [c.366]

Для уменьшения гидравлических потерь профиль сопла выполняют непрерывно суживающимся и очерченным плавными кривыми (ради простоты изготовления в основном окружностями) с возможно меньшими разрывами кривизны. Иногда лопатки соплового аппарата выполняют в виде тонких прямых пластин (турбодетандеры П. Л. Капицы). [c.391]

Из-за небольшой величины кинематического коэффициента вязкости холодных газов Ь= (0,4—1) 10- м /сек] и больших скоростей течения (до 250 м/сек) для потока в турбодетандерах (несмотря на малые размеры) характерны больше числа (в соплах турбодетандеров низкого давления Яе — 1,5.106—2.10 ). Поэтому для обеспечения минимальных гидравлических потерь, соответствующих аэродинамически гладкой поверхности, чистота (по ГОСТ 2789—59) [c.411]

Потери энергий в направляющем аппарате, в колесе и выходная потеря представляют собой потери энергии охлаждаемого в турбодетандере газа на трение и преодоление местных гидравлических сопротивлений, поэтому они называются гидравлическими потерями. Для учета этих потерь в расчет вводится гидравлический коэффициент полезного действия Т)г. [c.257]

Таким образом, гидравлический к. п. д. турбодетандера зависит [c.268]

Результаты расчетов по формулам (136) и (138) получаются близкими. Уравнения (132) и (133) для гидравлического к. п. д. и уравнения (134) и (136) для степени реактивности являются одними из основных расчетных уравнений для реактивных турбодетандеров. [c.269]

Для реактивных турбодетандеров в большинстве случаев а = 0,05-ь 4-0,15 и Pj. <= (1,05-ь 1,15) Ml. Уравнение гидравлического к. п. д. (или к. п. д. проточной части) получаем, исходя из уравнения технической работы (4), которое представим в виде [c.288]

В турбодетандере возникают следующие потери потеря с выходной скоростью гидравлические потери при течении в соплах гидравлические потери при течении в каналах колеса дисковые потери потери от утечки. [c.14]

Следовательно, в одноступенчатом центростремительном турбодетандере уменьшением реактивности и в особенности увеличением степени радиальности можно значительно уменьшить одну из основных потерь проточной части — потерю с выходной скоростью. В проточной части реального центростремительного турбодетандера суш,ествуют, однако, гидравлические потери, обусловленные вязкостью и сжимаемостью расширяе-м ой среды. Следовательно, минимум выходной потери не может служить единственным критерием для выбора оптимальных значений р и ц,, поскольку это может привести к недопустимому увеличению гидравлических потерь. Поэтому для рационального выбора величин р и необходимо исследовать, как эти величины могут отразиться на гидравлических потерях в проточной части. [c.31]

Течение в соплах и особенно в каналах рабочего колеса является исключительно сложным. Современное состояние теории пока еще не дает возможности полностью проанализировать и вычислить гидравлические потери, связанные со столь сложными течениями, какие происходят в проточной части центростремительного турбодетандера в зависимости от р и х, 01 и Рг. [c.31]

Поэтому для предотвращения излишних гидравлических потерь в проточной части необходимо исследовать, хотя бы качественно, каким образо М параметры р и центростремительного турбодетандера влияют на величины скоростей, характер течения и числа М в каналах колеса, крив изну каналов и их меридиональный профиль, а также как влияет реактивность на тип сопла. Кроме того, необходимо исследовать влияние р и ц на внешние потери дисковую я от утечки. Наконец, особому исследованию подлежит влияние числа лопастей рабочего колеса. [c.31]

Имея в виду, что течение в каналах колес центробежных компрессоров, как правило, замедленное, а в центростремительных турбодетандерах ускоренное, т. е. более благоприятное, следует ожидать, что в центростремительных турбодетандерах каналы колеса, образованные круговыми лопастями, будут обладать хорошими гидравлическими качествами. [c.42]

Для съема мощности, развиваемой турбодетандером, желателен быстроходный тормоз гидравлического типа, непосредственно соединенный с ротором турбодетандера. [c.165]

Эффективность активного и реактивного турбодетандера определяется суммарной величиной внутренних потерь при прохождении газа через машину. Потери в турбодетандерах условно можно разбить на четыре группы а) гидравлические б) механические в) щелевые г) от теплопритока извне. [c.169]

У активного турбодетандера р = 0. так как в этом случае = Р2. и Д/л1 -2 = 0. Чем больший перепад энтальпий происходит в рабочем колесе, тем выше степень реактивности. Изменение значения р влияет, как было показано выше, на гидравлические, механические и щелевые потери. Наименьшая [c.171]

На рис. 156 показан цикл сжижения воздуха системы Капицы. Эта опытная установка работает по схеме, близкой к системе Клода, по с применением в области низких давлений компрессора для воздуха, а та же бьгстроходного (40 000 об/мин.) турбодетандера, снабженного гидравлическим тормозом. Кроме того, в установке этого тина применены регенераторы холода вместо обычных теплообменников, а также вакуумная изоляция. [c.403]

В детандере возникают гидравлические удары и растут потери холода. В итоге при очень низких температурах эфс ктивность расширения газа в детандере значительно снижается. По этим причинам при сжижении воздуха и других газов расширениё в детандере используют только для предварительного охлаждения, а дальнейшее охлаждение до температуры сжижения осуществляют путем дросселирования. Такие комбинированные циклы, применяемые в технике, различаются в основном величиной давления, до которого сжимается сжижаемый газ, и конструкцией детандера (поршневые детандеры и турбодетандеры). [c.672]

Выполненная с гидравлическими связями и усилениями схема регулирования обеспечивается маслом из общей системы маслоснабжения, в которую входят пусковой масляный насос /, сдвоенный обратный клапан 2, главный масляный насос 3, инжекторы насоса 4 и смазки 5, маслоохладители 6, регулятор давления после себя 19. Масло от главного насоса 3 с давлением 5—9,5 кПсм используется для перемещения поршней сервомоторов в блоке клапанов 12 и в масляных приводах выпускных клапанов 24 и 25, а также в связях системы регулирования турбодетандера и в переключающем золотнике 14. В гидравлических связях между остальными элементами схемы регулирования используется масло постоянного давления 5 кПсм , которое поддерживается регулятором давления после себя . Напор масла, развиваемый импеллером 8, используется в качестве импульса к регулятору скорости 9 и гидродинамическому автомату безопасности 7. [c.233]

Термодинамический расчет воздушной тур-бохолодильной машины состоит в основном в отыскании оптимальной степени повышения давления в компрессоре в целях получения максимального холодильного коэффициента при заданных сопротивлении гидравлического тракта машины, КПД компрессора и турбодетандера, температуре на входе в компрессор и турбодетандер и величине недоре-куперации. [c.185]

Вследствие того что скорость воздуха в активно-реактивном турбодетандере значительно ниже, гидравлические потери в нем намного меньше, чем в активном эта разница имеет особенно существенное значение, потому что холодный сжатый воздух по плотности ближе к жидкой воде, чем к водяному пару. Именно это обстоятельство толкнуло Капицу обратить внимание на водяную турбину как конструктивный прототип турбодетандера. В конечном счете Капица сформулировал свое кредо так ...правильно выбранный тип турбодетандера будет как бы компромиссом между водяной и паровой тур> биной . [c.279]