Коэффициенты расхода и сопротивления

Наиболее ответственным периодом является ввод трубопровода сжиженных газов в эксплуатацию. Перед пуском его предварительно охлаждают, для чего обычно используют сжиженный газ, подаваемый в трубопровод с рабочей температурой. Сжиженный газ движется по трубопроводу, испаряется и охлаждает стенки трубопровода. Паровую фазу сжиженного газа через определенные интервалы необходимо выпускать из трубопровода, чтобы обеспечить нужный для охлаждения трубопровода расход газа на входе и снизить давление паровой фазы в начале испарения сжиженного газа. При эксплуатации максимальная скорость сжиженного газа в трубопроводе не должна превышать 4,5 м/с, а коэффициент гидравлического сопротивления принимается равным 0,014 для всех трубопроводов [40]. Наряду с повреждениями трубопроводов сжиженных газов, связанных с трещинообразованием, большую опасность во время эксплуатации представляет разгерметизация трубопровода в местах соединений, обычно фланцевых. Эти аварийные ситуации возникают, как правило, в начальный период работы трубопровода и происходят из-за неправильного подбора материала герметизирующих прокладок, устанавливаемых между фланцами. [c.113]

Исходные данные для расчета следующие поверхность фильтрования Рф = 50 м предельный перепад давления при фильтровании Ард = 2-10 Па высота слоя осадка кос = 12 мм съем осадка смывом струей жидкости коэффициент удельного сопротивления осадка согласно (4.13) = 1,13-109 (Др) . сопротивление фильтрующей перегородки Гф, = 12-10 1/м влажность осадка после фильтрования = 35 % динамическая вязкость фильтрата [1= 1,36-10- Па-с массовая концентрация суспензии х,п = 4 % , плотность жидкой фазы = 1250 кг/м , плотность твердой фазы = 2430 кг/м расход промывной жидкости Упр. ж = 1,5-10 М /КГ вязкость промывной жидкости 1пр = = 1,02-10- Па-с время сушки осадка = 80 с, вспомогательное время Тд = 1860 с. [c.105]

С острыми ВХОДНЫМИ кромками сопровождается большим сжатием, а следовательно, еще большим уменьшением коэффициента расхода. Все это наглядно подтверждают результаты исследований, приведенные на рис. 7.8. Распределение скоростей показано для одного и того же сечения соответственно для случая расположения ячейковой решетки над плоской решеткой (рнс. 7.8, а) и под ней (рис. 7.8, б). Коэффициент сопротивления плоской решетки ( р 128 / — 0,13) в обоих случаях одинаков, однако степень выравнивания потока во втором случае значительно ниже, чем в первом. [c.167]

Различие коэффициентов сжатия струек при входе в отверстия илн каналы того или иного вида решеток должно сказываться слабее, если это сжатие меньше влияет на общий коэффициент расхода всей решетки или (что то же самое) на общий коэффициент ее сопротивления. Если для плоской (тонкостенной) решетки коэффициенты сжатия и расхода практически совпадают, то для утолщенной или трубчатой решетки с относительно длинными продольными трубками коэффициент сжатия обусловливает только часть сопротивления, а следовательно, только частично влияет на общий коэффициент расхода. Такие решетки должны обеспечивать при одинаковом коэффициенте сопротивления p большую степень растекания струи по фронту, чем плоская (тонкостенная) решетка или сочетание плоской и ячейковой решеток и, тем более, чем ячейковая решетка с острыми входными кромками. (Вместе с тем при утолщенных, ребристых или трубчатых решетках эффект подсасывания ускоренными струйками струек с меньшими скоростями в сечениях за решеткой при очень малых величинах / может привести к дополнительному увеличению неравномерности распределения скоростей в конечных сечениях за ними.) Растекания струи перед фронтом и внутри слоевой решетки (насадки) будет рассмотрено дальше. [c.168]

Коэффициент расхода через отверстия решетки уменьшается от центра к периферии. Частично это поясняет, почему в выражении (4.71) и других при величине p множитель ki<. Указанное обстоятельство тормозит растекание струи по фронту решетки, что равносильно уменьшению коэффициента сопротивления решетки. Кроме того, радиальное растекание потока за тонкостенной решеткой при Ср< нр> Т- е. до образования перевернутого профиля скорости должно в реальных условиях при вязкой жидкости происходить медленнее, чем в случае идеальной жидкости. Действительно, пока значения Ср не очень велики, основная масса струи проходит через центральную часть решетки, мало отклоняясь от оси, со скоростью, значительно превышающей скорость отклонившейся [c.168]

X — коэффициент гидравлического сопротивления X = 0,018—0,024 Сс расход жидкого сырья для одного потока, кг/с Рж — плотность жидкости при средней температуре участка, кг/м Рп — средняя плотность паров при давлении 9,81 Па, кг/м й — внутренний диаметр труб змеевика, м — массовая доля отгона сырья в конце рассматриваемого участка. [c.213]

В исследованном диапазоне расходов воздуха коэффициент гидравлического сопротивления (критерий Ей) для данной конструкции вихревой распылительной сушилки оставался постоянным и равным 8,9. Результаты этих исследований представлены на рис. 3.13 и 3.14. Следовательно, значение коэффициента гидравлического сопротивления (Ей = 8,9) можно использовать для расчета потерь напора в широком диапазоне изменения скоростей газа на входе аппарата (критерий Ке). [c.163]

ДРж — гидравлическое сопротивление, обусловленное введением жидкости (ДРж = ж г РжЯ)к/2, где — коэффициент гидравлического сопротивления трубы, обусловленного вводом жидкости р — плотность жидкости Яж — удельный расход жидкости на орошение — определяют по экспериментальным формулам). [c.299]

В этом случае коэффициент расхода а = ф = 0,82, а коэффициент сопротивления (коэффициент потерь при входе в трубу) =0,5 [М2]. [c.407]

Здесь Е — длина цистерны, л / — радиус цистерны м а — коэффициент расхода с учетом сопротивления насадка и запорного приспособления / — площадь отверстия, [c.411]

С — массовый расход сырья для одного потока, кг/с ё — внутренний диаметр трубы, м — плотность жидкости при средней (в пределах рассчитываемого участка) температуре, кг/м X — коэффициент гидравлических сопротивлений (для атмосферных печей рекомендуется значение X = 0,020-0,024, для вакуумных X = 0,018 — 0,020) е и -соответственно начальная и конечная массовая д(5ля отгона (на рассчитываемом участке), доли единицы р — средняя плотность паров при давлении р = 10 Па, кг/м . В общем случае эта величина может быть вычислена из уравнения [c.554]

Уравнения расхода. Для определения массовых расходов в проточной части компрессора сделаем следующие упрощающие процесс допущения 1) течение газа во всей проточной части одномерное и адиабатное 2) каждый канал, через который перемещается газ, может рассматриваться при определении его сопротивления как круглое отверстие с острыми кромками и площадью поперечного сечения эквивалентной площади канала 3) процесс движения газа в канале установившийся, соответствующий мгновенным параметрам газа до и после канала 4) коэффициенты расхода, получаемые при продувке каналов стационарным потоком, справедливы и для нестационарного течения. [c.61]

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]

При известных диаметре трубопровода d и диаметре отверстия диафрагмы коэффициент местного сопротивления диафрагмы может быть взят по справочным данным. Следовательно, коэффициент т может быть вычислен и формулой (3-103) удобно пользоваться для определения расхода [Л. 14, 40]. [c.91]

Из приведенных схем видно, что диафрагма является конструктивно наиболее простым прибором. Однако она имеет наибольшее гидравлическое сопротивление и вызывает значительные потери напора. Кроме того, острая кромка отверстия диафрагмы быстро изнашивается, что влечет за собой изменение коэффициента расхода. Наиболее совершенной в отношении гидравлического сопротивления является труба Вентури. [c.97]

Методика определения погрешностей результатов таких измерений достаточно хорошо разработана для случая, когда искомая функция представляет постоянную величину (например, значения безразмерных гидравлических коэффициентов в квадратично й зоне сопротивления) применение этой методики рассмотрено в 1-6) на примере определения коэффициента расхода сужающего устройства, [c.182]

Это значит, что коэффициент расхода есть отношение действительного расхода к теоретическому, т. е. к тому расходу который имел бы место при отсутствии сжатия струи и сопротивления. Теоретический расход = 19,, У 2gH не есть расход при истечении идеальной жидкости, так как сжатие струи будет иметь место и при отсутствии гидравлических потерь. [c.125]

Чем больше число ступеней, т( м стабильнее коэффициент расхода по Ке и, следовательно, тем точнее соблюдается квадратичный закон сопротивления. [c.445]

Часто принимают т=- х, где х 0,6 —коэффициент расхода, учитывающий сопротивление движению и сжатие струи, тогда [c.136]

При математическом описании внутренних переходных процессов в двухпозиционных гидро- и пневмоприводах принимают допущения. Нестационарное течение рабочей среды через трубопроводы и дроссели рассматривают как квазистатическое. Мгновенное значение расхода при переходном режиме принимают равным той величине, которая имеется при установившемся течении рабочей среды и одинаковом перепаде давления. Такое допущение приходится принимать в связи с тем, что сведения о некоторых коэффициентах местных сопротивлений и аппаратов в условиях нестационарного течения рабочей среды крайне ограничены. При проектировочном рас гете объемных приводов приходится пользоваться экспериментальными данными, полученными при установившемся течении рабочей среды. Второе допущение — реальная рабочая среда с распределенными параметрами заменяется приближенной моделью с сосредоточенными параметрами. Упругость рабочей среды рассматривается в полости объемного двигателя, а масса в трубопроводах приводится к выходному звену. Такое допущение считают приемлемым (1] при условии [c.126]

Коэффициент расхода для жидких сред а ) — отношение замеренной пропускной способности клапана к пропускной способности, рассчитанной без учета сопротивлений, создаваемых клапаном, через сечение площадью, равной площади Е [c.396]

В этих уравнениях Ш — массовый расход р — плотность диоксида углерода ш — скорость течения СОг й — площадь внутреннего сечения нагнетательных (НКТ) труб % — коэффициент гидравлического сопротивления О — внутренний диаметр труб — ускорение свободного падения. [c.295]

С. С. Берман рекомендует для большинства форсунок принимать м. = 0,2 [34]. Расхождение в определении величины коэффициента расхода зависит не только от вязкости жидкости и формы выходного отверстия, но также и от сопротивлений в каналах форсунки до выхода мазута. Для предварительных расчетов автором рекомендованы следующие средние ориентировочные значения [c.133]

Приняв коэффициент расхода 1 = 0,8 (с учетом сопротивления регистра), определим скорость истечения воздуха из регистра [c.244]

Для ориентировочных расчетов можно воспользоваться зависимостью коэффициента расхода от коэффициента сопротивления [2311 [c.235]

Для полученных расходов с учетом данных о коэффициентах гидравлического сопротивления вычисляются потери давления на всех ветвях и их суммарные невязки во всех независимых контурах. Эти невязки в соответствии со вторым законом Кирхгофа должны быть сведены до нулевых значений. [c.38]

Коэффициенты гидравлического сопротивления (или просто сопротивления ) х/ в (4.3) и 5 ,,- отличаются друг от друга размерностью, определяемой в соответствии с принятыми единицами измерения расхода -массовым, объемным или весовым. [c.47]

Введем обозначения - число ветвей с заданными коэффициентами X, сопротивлений и неизвестными расходами х,- (на схемах эти ветви изображаются сплошными линиями) — число ветвей с заданными расходами 2,- и неизвестными сопротивлениями (эти ветви обозначаются пунктиром) - число контуров, состоящих из ветвей с известными сопротивлениями. [c.74]

Коэффициент расхода равен отношению фактического расхода жидкости к теоретическому. Коэффициенты х и е обычно определяют экспериментально, а коэффициент ср вычисляют. Величины коэффициентов [х и е зависят от формы отверстйя, типа местных сопротивлений, расположения отверстия в днище. Средние значения коэффициентов приведены в табл. П.1. [c.57]

При истечении маловязких жидкостей через круглое отверстие в тонкой стенке имеет место значительное сжатие струи и весьма небольшое сопротивление. Поэтому коэффициент расхода [х, получается здесь значительно лгеньше единицы, главным образом, за счет влияния сжатия струи. [c.126]

Таким (збразом, внешний цилиндрический насадок обладает существенными недостатками на первом режиме — большое сопротивление и недостаточно высокий коэффициент расхода, а на втором — очень низкий коэффициент расхода. Кроме того, недостатком этого насадка является также двойственность режима истечения в газовую среду при Я с а следовательно, двузначность расхода при данном Я и возможность кавитации при истечении под уровень. [c.132]

Во второй вид величин входят параметры, характеризующие физические свойства и условия работы элементов системы. Например, параметрами являются геометрические размеры элементов, плотность и вязкость рабочей среды, масса подвижных частей, коэффициенты трения, коэффициенты гидравлических сопротивлений, а также давления, температуры и расходы рабочей среды, сила и напряжение элек трического тока, если эти величины не определяют мгновенного состояния системы и, следовательно, не относятся к первому виду. Параметры могут быть постоянными или переменными во времени, но в последнем случае они входят в заранее известные функции времени. [c.26]

При составлении математической модели гидро- или пневмосистемы приходится решать вопрос о необходимости учета кеуста-Новившегося движения рабочей среды не только в трубах и в щелях, но и в местных сопротивлениях. Неустановившиеся течения в местных сопротивлениях еще мало изучены, поэтому сведения о нестационарных значениях коэффициентов таких сопротивлений крайне ограничены. Вследствие этого при расчетах используют квазистационарные коэффициенты местных сопротивлений, которые можно найти в справочг ой литературе по гидравлике или получить в результате проливки местного сопротивления при различных установившихся расходах среды. Определять нестационарные коэффициенты местных сопротивлений значительно сложнее вследствие трудности измерения расхода при неустановившемся движении среды. Кроме того, во многих случаях в этом нет необходимости, так как обычно динамические характеристики гидравлических или пне1 матических устройств, рассчи- [c.257]

В книгу введен ряд дополнении в главу Основы гидравлики --гид-родинамика зернистых материалов (сопротивление слоя зернистого материала, скорость витания, скорость осаждения) и зависимость коэффициента расхода при истечении жидкостей из сосудов от значения критерия Рейнольдса в раздел, посвященный адсорбции,—схемы устройства и действия адсорберов с кипящим слоем адсорбента в главу Сушка> — описание сушилок с кипящим слоем, радиационных сушилок и сушки тока.мивысокой частоть в главу, посвященную измельчению твердых материалов,—описание вибрационных мельниц, нашедпгих широкое применение в промышленности строительных материалов. [c.12]

Такое объединение привело к тому, что на результат измерения оказывает влияние особенность конструктивного выполнения не только распыливающего (центробежного) узла, но и системы подвода топлива к этому узлу. Различие в конструкции и размерах системы подвода топлива значительно влияет на опытные результаты. Исследования форсунки типа ЦККБ (см. рис. 75) показали, что потеря напора до поступления в камеру закручивания (в корпусе форсунки и особенно в распределительном диске) может достигать на некоторых режимах работы (С = 1600 кг я, р = = 20 кГ/см ) до 50% располагаемого напора [203]. Эти потери не являются неизбежными для центробежных форсунок, а характеризуют именно исследуемую форсунку и обусловлены местными сопротивлениями на входе и выходе из распределительного диска (см. рис. 75, а), поворотом струи на входе в завихритель и сопротивлениями на входе в камеру завихривания. Поэтому для получения более точных результатов целесообразно рассчитывать потери по элементам при движении в подводящих каналах, при сужении и расщирении, перед тангенциальными каналами, в тангенциальных каналах и потери, свойственные центробежной форсунке (в камере закручивания). В результате учета указанных потерь расчетный коэффициент расхода всегда меньше, чем для идеальной жидкости. При учете только потерь момента количества движения коэффициент расхода будет выше. Действительный (опытный) коэ( х )ициент расхода может быть больше, чем для идеальной жидкости, что свойственно форсункам с малыми расходами и с высоким значением геометрической характеристики А, либо меньше, что имеет место для форсунок с большими расходами [204 ] и с малым значением А. По-видимому, в первом случае потеря момента количества движения оказывает большее влияние на расход, чем гидравлические потери напора, во втором случае наоборот. [c.181]