Потери в зазоре

Потери в зазоре будут меньше при большей длине потока в зазоре, т. е. при меньшем отношении диаметров 1/ 2- При уменьшении 1/ 2 в большинстве случаев снова повышается развиваемое нагнетателем давление, в результате чего перепад давлений в зазоре увеличивается. Поэтому доля потерь в зазоре (в процентах от общих потерь) значительно больше у нагнетателей высокого давления, чем у нагнетателей низкого давления. Отсюда понятно, почему максимальные КПД для нагнетателей низкого давления выше, чем для нагнетателей высокого давления. Величина зазора нормируется и составляет для радиальных вентиляторов — 1 % диаметра колеса для осевых вентиляторов — 1,5 % длины лопатки для центробежных насосов — 0,05— [c.71]

Потери в зазоре, которые уменьшают полезную мощность Lp на величину ALp, смещают характеристику давления NHJ в горизонтальном направлении на величину ДА (в положение RS). Характеристика RS, пред- [c.73]

На рис. 3.19,6 приведена зависимость потребляемой мощности ЕР от подачи. Характеристика полезной мощности нагнетателя ОА представляет собой адиабатическую работу. С учетом потерь на трение характеристика мощности пройдет выше (линия ОВ), а с учетом, кроме этого, и потерь на удар — еще выше (линия СО). Потери в зазоре АЕр сдвигают линию СО вверх до линии ЕР, которая представляет собой характеристику политропической, или потребляемой, мощности. [c.74]

Из уравнения (56) следует, что перепад давлений АН расходуется на преодоление сопротивлений в зазоре и создание скоростного напора потока. ЕСЛИ предположить, что утечки черев зазор аналогичны истечению из отверстий с тонкой стенкой, то потери в зазоре можно выразить уравнением [c.61]

На основании опытов можно считать, что, начиная с относительного зазора б = б// = 0,01, потери в зазорах пропорциональны величине зазора и от высоты лопастей не зависят. Поэтому можно принять следующее выражение для к. п. д. ступени с учетом влияния зазора [c.119]

Оптимальный зазор между рабочим колесом и лопатками отвода определяется минимумом потерь в зазоре и требованием выравнивания пульсации скорости, вызываемой лопастями рабочего колеса. Из этих условий получена зависимость [c.85]

Омические потери в зазоре не очень велики, что было показано специальным опытом если присоединить экран к платинированной платиновой сетке, которая служила вторым электродом (в случае экрана из фторопласта к сетке присоединялись проводники, приложенные по его внутренней поверхности), то значения тока повышаются всего лишь на 20—30%. [c.73]

К. Пфлейдерер рекомендует гидравлический к. п. д. Т1г выбирать по опытным значениям полного к. п. д. т) насоса путем выделения влияния остальных потерь объемных потерь в зазоре, потерь на трение колеса о воду и потерь на трение в подшипниках — по формуле [c.21]

Потери за рабочим колесом. Эта группа потерь включает потери в зазоре и потери в спиральном кожухе. Потери в зазоре возникают из-за необходимости соблюдения расстояния б (рис. 3.17) между вращающимся рабочим колесом и входным патрубком. В зазоре происходит перетекание некоторой части жидкости (газа) из спирального кожуха в рабочее колесо в результате естественного перепада давления по обе стороны зазора. Следствием этого является возникновение постоянного [c.70]

Потери в зазоре будут меньше при большей длине потока в зазоре, т, е. при меньшем отношении диаметров йх/йг- При уменьшении 1/ 2 в большинстве случаев снова повышается развиваемое нагнетателем давление, в результате чего перепад давлений в зазоре увеличивается. Поэтому доля потерь в зазоре (в процентах от общих потерь) значительно больше у нагнетателей высокого давления, чем у нагнетателей низкого давления. Отсюда понятно, почему максимальные КПД для нагнетателей низкого давления выше, чем для нагнетателей высокого давления. Величина зазора нормируется и составляет для радиальных вентиляторов — 1 % диаметра колеса 2 для осевых вентиляторов—1,5% длины лопатки для центробежных насосов — 0,05— 0,1 мм. Потери в зазоре измерить трудно, сложен и их расчет. При тщательном изготовлении потери в зазоре можно снизить, но все же они составят не менее 5 % полезной мощности при обычном исполнении потери равны 10 %, а при небольших размерах нагнетателей доходят до 15 %. Для вентиляторов, применяемых в системах пневмотранспорта и имеющих рабочие колеса без переднего диска, потери в зазоре еще больше. [c.71]

Потери в зазоре, которые уменьшают полезную мощность Ьр на величину АЬр, смещают характеристику давления ЫН в горизонтальном направлении на величину АЬ (в положение Характеристика S, пред- [c.73]

Характер изменения скоростей газа в турбодетандерах двух описанных типов показан на рис. 100. Абсолютная скорость газа с на входе в рабочее колесо немного меньше скорости при выходе из направляющего аппарата (в результате потерь в зазоре). Как видно из графика скоростей, ее величина для активного турбодетандера значительно больше, чем для активно-реактивного. [c.147]

Линия 1—М соответствует процессу в направляющем аппарате, линия М —2 — процессу в рабочем колесе. Отрезок М—показывает нагревание газа вследствие потерь в зазоре между направляющим [c.151]

Так как расчетный коэффициент подъемной силы на среднем радиусе с = 0,75, то с целью снижения потерь в зазоре [c.565]

Парсонса — осевое направление движения пара, полный впуск, многоступенчатые турбины избыточного давления (реактивные) с использованием выходящего потока каждой ступени в последующей падение давления как в направляющих, так и в рабочих лопатках (избыток давления со стороны входа в рабочие лопатки над давлением со стороны выхода в каждой ступени), большое осевое давление, требующее разгрузочные поршни или расположение ступеней группами сдвижением пара в противоположные стороны, большие потери в зазорах прн малой величине радиальных зазоров для ступеней высокого давления умеренный, а для ступеней низкого давления наилучший достижимый t . [c.353]

Превосходство паровой турбины в отношении коэфициента полезного действия достигается хорошим использованием глубокого вакуума (до 98%)> в то время как часть высокого давления вследствие потерь в зазорах работает менее благоприятно, чем поршневая паровая машина. Нижний предел мощности турбогенераторов в отношении экономичности (по сравнению с поршневыми паровыми машинами) — около 500 kW при непосредственном соединении, при зубчатой передаче — около 200 kW. Турбина занимает незначительную площадь и может сильно перегружаться. [c.355]

Действ, конечное состояние Идеальная мощность ступеней полезная мощность Потери в зазорах..... [c.382]

Полный коэфициент полезного действия /) турбины несколько (на 1—2%)1) меньше гидравлического к.п.д. е потому что 1) полный расход, фактически протекающий через турбину, на потерю в зазоре больше расхода, протекающего через само колесо и принятого при расчете мощности по основному уравнению, и 2) вследствие трения в подщипниках и сальниках, а также трения колеса о воду, полученный колесом от воды момент тратится, в результате чего полезный момент несколько уменьшается. [c.518]

Вход. Скорость у входа в колесо = 2—4 м сек, в предельных случаях еще больше. При больших значениях скорости способность всасывания уменьшается, но зато получаются небольшие колеса и соответственно малое трение колес о воду. Вследствие потерь в зазоре и с целью вполне обеспечить необходимую производительность принимают при расчете количество V = 1,05 — 1,15 V, причем меньшие значения берутся для случаев больших количеств и малых напоров. Если диаметр втулки d выбран по возможности малым, принимая во внимание необходимые размеры вала (нормы D1N 270 для центробежных насосов), то диаметр всасывающего патрубка получается из [c.575]

Вследствие потери давления во всасывающем трубопроводе, оцениваемой в 100. и. , нагревания возду.ча приблизительно на З г ir 15 + 3 = 1Н°) и потери в зазоре в 6%, действительный подаваемый объем воздуха в секунду больше, а именно [c.630]

Для нашего численного примера трение колеса 2 и потеря в зазоре 2 на 1 кг подаваемого газа, а следовательно и т], вычисляются следующим образом [c.632]

Диаметры колес в пределах одной группы одинаковы, но в верхних группах меньше, чем в нижних, чтобы, с одной стороны, избежать слишком узких колес, а с другой — ограничить потери в зазоре и от трения колес, которые возрастают пропорционально плотности газа. [c.636]

Регулирование при постоял ном числе оборотов целесообразнее производить — в противоположность центробежным насосам — дросселированием во всасывающем воздухопроводе, а не в нагнетательном, так как уменьшение удельного веса всасываемого воздуха смягчает удар при входе и уменьшает трение колес и потери в зазорах. [c.638]

Наличие избыточного давления в зазоре вызывает утечку газа через зазор, так как во всасывающей воронке кожуха всегда имеется разрежение. На это непроизводительно тратится часть энергии, полученной валом вентилятора от двигателя. Потери в зазоре зависят от величины проходной площади зазора, поэтому необходимо стремиться к ее уменьшению. [c.82]

Рассмотрим потери в нормальной ступени аналогично тому, как это делалось для осевого компрессора. Нормальная ступень центробежного компрессора состоит из рабочего колеса и установленного за ним направляющего аппарата с улиткой или без нее. Потери на лопатках, возникающие при протекании газа через нормальную ступень, вызываются трением, изменением площади поперечного сечения и направления движения. Кроме лопаточных потерь, должны учитываться еще потери на трение наружных поверхностей рабочего колеса о газ, т. е. на трение дисков, а также потери в зазорах, возникающие вследствие перетекания сжатого газа в местах уплотнений между рабочим колесом и корпусом, в сальниках и в разгрузочном поршне. Ниже рассматривается работа центробежного компрессора при расчетных условиях, поэтому не учитываются потери на удар, возникающие при наклонном натекании на входные кромки лопаток, а также потери, связанные с перетеканием пограничного слоя из диффузора в рабочее колесо при работе с частичной нагрузкой. [c.465]

Потребляемая двигателем электрическая мощность Кдот вычислялась по данным измерений величин тока и напряжения. Потери на трение в подшипниках и узлах >тшотнения по нашим оценкам не превышают 2% от потребляемой мощности. Потери на преодоление гидравлического сопротивления в трубопроводе не превышают 3-5% от вводимой мощности. Определено, что величина общих потерь в зазорах достигает 10-20% от вводимой мощности. [c.139]

Янтовский E. И. Механические потери в зазоре электродвигателя, заполненного жидкостью. — Вестник электропромышленности , 1957, № 9, с. 15—16. [c.350]

Теорегически потребная мощность N в лошадиных силах для приведения в действие турбокомпресвора, ели пренебречь дисковым трением в подшипниках и потерями в зазорах, должна быть равна [c.318]

Юнгстрем а—радиал .ное направление движения пара, полный впуск, многоступенчатая реактивная турбина с вращением в противоположные стороны двух колес с лопатками, являющимися одновременно и направляющими и рабочими, большие потери в зазорах избегнуты устройством автоматических кольцевых уплотнении хороший -q. [c.353]

Потери в зазорах. Величина потери в радиальном зазоре приближенно определяется отношением площади зазора ко всему сечению в ступени, через которое движется пар1). В части высокого давления большею ничивает длину лопатки и [c.379]

С1 и с. Но удельный объем V несколько меньше дей твительного, так как при его определении не принимается во внимание влияние потери в зазоре на состояние пара, чем и компенсируется приближенное значение с . [c.384]

При малых количествах воды и больших напорах, приходящихся на одно колесо, коэфициент полезного действия сильно понижается вследствие трения в каналах между лопатками и о стенки колеса, а также вследствие потерь в зазоре. Если допустить определенную предельную величину общих потерь в колесе и зазоре, то наибольшая допустимая высота напора одного колеса при количестве воды V в M j eK получается из равенства [c.589]

Хотя потеря в зазоре составляет только (0,052 5,5) 100 = 0.95 /о, тем не менее сделанное на стр,630допущение о значительно большем значении этой величины правильно, так как центробежные машины следует рассчитывать с большой надежностью. [c.633]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология