Потери давления на вход потока

Гидравлическое сопротивление. При протекании воды через теплообменник гидравлическое сопротивление (Па), т. е. необратимая потеря давления Ар потоком воды, складывается из сопротивления трения (в теплообменнике и в присоединительных трубах) и суммы местных сопротивлений (в калачах, соединяющих внутренние трубы теплообменника, в местах поворота потока на входе и на выходе, в карманах для термометров) [c.122]

Метод вычисления характеристик теплообменника и оценки его размеров зависит от проектных параметров. Обычно задают температуры на входе и выходе и расходы двух потоков теплоносителей, по которым следует определить размеры теплообменника. Как правило, на потери давления обоих потоков теплоносителей накладываются ограничения. Поскольку потери давления зависят от скорости теплоносителя, эквивалентного диаметра проходного сечения и длины канала, конструктору приходится решать систему уравнений с шестью независимыми переменными. Любая комбинация этих переменных дает в результате конкретную систему значений, характеризующих количество переданного тепла и потерь давления двух теплоносителей. Часто только одна из множества возможных комбинаций удовлетворяет поставленным условиям. [c.77]

Здесь Ар1 — потеря давления при выходе потока из штуцера в распределительную камеру теплообменника Па, Ар — потеря давления при входе потока из распределительной камеры в трубы теплообменника, Па Др,,р — потеря давления на трение в трубах [c.154]

Здесь Apg — потеря давления при входе потока в межтрубное пространство, Па Ар т — потеря давления на трение в одном ходе межтрубного пространства, ограниченного стенками кожуха и соседними перегородками, Па Ар, — потеря давления при огибании потоком перегородки, Па Ара — потеря давления при выходе потока из межтрубного пространства, Па [c.156]

В случае входа потока через отвод вверх аппарата при близком расположении решетки к обрезу отвода к указанным потерям давления во входном участке следует прибавить потери в отводе и дополнительные [c.189]

Минимальная температура газа на входе в низкотемпературный сепаратор определяется температурой гидратообразования и экономической оценкой предварительного охлаждения потока газа. Максимальная температура газа, отпускаемого потребителю, определяется контрактом и редко превышает 50° С. Из этого анализа определяется тепловая нагрузка между pj, р , Тц- Проблема заключается в правильном распределении этой нагрузки между низкотемпературным сепаратором и холодильной частью установки. При расчетах потери давления в каждом теплообменнике рекомендуется принимать равными [c.179]

При использовании этих уравнений для расчета потерь давления на входе и выходе из трубного пучка обычно предполагают, что все трубы находятся в одинаковых условиях, т. е. распределение потока идеальное. [c.164]

Потери давления на входе и выходе из поворотной камеры можно рассчитать по формулам, приведенным в п. С. В дополнение к этим потерям возникают еще и потери, обусловленные разворотом потока на 180 . Экспериментальные результаты по этому вопросу в литературе не приводятся. По-видимому, вполне разумно считать, что потери при развороте потока, как и в колене 180°, примерно равны полутора скоростным напорам в трубе. [c.164]

Элементные газоохладители изготовляются вертикальными или горизонтальными. В корпусе охладителя имеются вставные теплообменные элементы, состоящие из оребренных труб с насаженными пластинчатыми ребрами или из труб с накатанными высокими ребрами (рис. 9.4). Внутри труб течет вода. Поток газа, омывающий трубки, не имеет поворотов, а на входе и выходе имеются буферные емкости, что приводит к малым гидравлическим потерям давления. В конструкции элементного охладителя важным является уплотнение теплообменного аппарата в корпусе, чтобы предотвратить протечки газа мимо охлаждающего элемента. Во избежание значительных вибраций частота свободных колебаний труб элементов не должна совпадать или быть кратной частоте вращения коленчатого вала компрессора. [c.243]

Вероятное изменение распределения скорости относительно среднего значения можно оценить по величине скоростного напора на входе и потерям давления в теплообменной матрице таким же образом, как это было сделано для экранов. В установке с подводом теплоносителя по оси коллектора (см. рис. 6.18, а) потери давления при прокачке теплоносителя по центральным участкам приблизительно равны средним потерям давления в теплообменной матрице плюс скоростной напор на входе следовательно, отношение скорости потока через центральный участок к средней скорости можно записать в следующем виде [c.129]

При неравномерном распределении потока во входном канале установка теплообменника в наклонном положении, по-видимому, не дает никаких преимуществ, так как из-за наклона потери давления станут даже меньше скоростного напора в высокоскоростном участке потока на входе. Потери давления на экранах или других устройствах, которые могут быть использованы для выравнивания профиля скорости, относятся к паразитическим и, по всей вероятности, превышают любую экономию, достигаемую путем уменьшения скорости теплоносителя в теплообменной матрице. [c.130]

Расчеты, позволяющие оценить распределение потока, слишком трудоемки. В качестве первого приближения можно выбрать размеры коллектора, исходя из предположения, что скорость на входе равна средней скорости в трубопроводах. Если в результате получено неприемлемое распределение скорости в трубном пучке, размер коллектора можно увеличить. В некоторых установках имеет смысл применить суживающиеся коллекторы, в которых благодаря изменению скорости вдоль коллектора компенсируются потери давления на трение [14]. В каждом частном случае возникают свои проблемы распределения потока, которые очень разнообразны. Нельзя рекомендовать никаких общих правил каждый частный случай требует внимательного исследования, благодаря чему удается отыскать лучший способ разрешения поставленной задачи. В этом разделе довольно подробно описаны некоторые типичные случаи, позволяющие оценить важность проблемы, и некоторые возможные способы ее разрешения. [c.131]

В автомодельной зоне турбулентного течения, где потери давления изменяются пропорционально квадрату скорости потока, сопротивление узлов газового тракта зависит только от геометрии каналов узла, включая микрогеометрию, т. е. шероховатость стенок, и от формы примыкающих узлов, определяющих условия входа и выхода газа. При этом величину сопротивления узла можно выразить численно, независимо от скорости, удельного веса и физических свойств протекающего газа. Зная зависимость между величиной сопротивления и размерами узла, можно выбрать их так, чтобы потери давления в узле находились в допустимых пределах. [c.202]

Все элементные холодильники с оребренными трубами отличаются отсутствием крутых поворотов газового потока, сравнительно малым числом рядов труб, расположенных поперек его пути, и, что особенно важно, наличием буферных емкостей на входе и выходе. Поэтому возникающие в них потери давления, как правило, ниже, чем в холодильниках других типов. [c.480]

Течение в коллекторе и течение в щели рассматриваются независимо друг от друга, при этом пренебрегают возмущениями в обеих областях течения при переходе потока из коллектора в область щели, а также потерями давления на входе. Для уменьшения последних коллектору придают коническую и клиновидную форму. [c.485]

Все рассмотренные выше результаты получены в предположении, что потери трения в элементах эжектора пренебрежимо малы, и эффективность эжектора зависит только от ударных потерь, возникающих в процессе смешения. В действительности, помимо потерь при смешении, в элементах эжектора имеются дополнительные, вторичные потери, не связанные с самим существом процесса подмешивания дополнительной массы. Это в первую очередь гидравлические потери в соплах (потери полного давления газов до входа в камеру), потери на трение в смесительной камере и потери при торможении потока в диффузоре. [c.560]

Потери в рабочем колесе. Суммарные потери давления в рабочем колесе складываются из потерь на трение жидкости (газа) о диски колеса и в межлопастных каналах, потерь на удар при входе и потерь, связанных со срывами потока на рабочем колесе. [c.69]

Основное назначение диффузора - уменьшение потерь на удар при выходе воздуха из градирни, которые определяются площадью выходного отверстия корпуса вентилятора. Структура потока воздуха, а следовательно, и потеря давления в диффузоре зависит от типа вентилятора. В то же время диффузор оказывает большое влияние на КПД вентилятора, поэтому размеры диффузора подбираются при аэродинамическом расчете вентилятора. Исходя из этого полное сопротивление градирни целесообразно считать до входа в вентилятор, а не до выхода из диффузора. [c.223]

При входе в прямую трубу (канал) поток обтекает кромку входного отверстия, но при недостаточно закругленной кромке входного отверстия поток по инерции отрывается вблизи входа от внутренней поверхности. Этот отрыв потока и вызванное им вихреобразование являются основными источниками потерь давления при входе. Отрыв потока от стенок трубы влечет за собой уменьшение поперечного сечения (сжатие) струи. Для прямого входного отверстия с острой кромкой коэффициент заполнения сечения (коэффи- [c.124]

Затраты мощности на прокачку воды через трубу без учета затрат на преодоление местных потерь давления при входе и выходе потока [7], Вт/м , [c.7]

Целью расчета закалочно-испарительных аппаратов является определение необходимой поверхности теплообмена для достижения заданной температуры (проектный вариант) или определение температуры на выходе из ЗИА, когда известны его размеры (поверочный вариант). Одновременно определяется температура поверхности труб, изменение теплонапряженности поверхности теплообмена, время пребывания потока в аппарате, потери давления, общее количество отведенного тепла и количество образовавшегося пара. Исходными данными для расчета являются температура и давление на входе в ЗИА, расход сырья и пара разбавления, состав пирогаза, давление генерируемого пара, число трубок и их диаметр. Расчет ЗИА ведется по участкам, число которых определяется возможностью усреднения теплофизических свойств по длине каждого из них. Обычно их число составляет 20—200 в зависимос- [c.133]

Потери давления на поворотах определяются изменением скорости частиц при прохождении ими поворотов. В свою очередь, эти изменения зависят от положения поворота в пространстве (горизонтальное, горизонтально-вертикальное, вертикально-горизонтальное), типа материала и радиуса поворота. На рис. 3.4.7.1 показаны входные и выходные скорости для частиц песка, которые могут быть использованы для приближенных расчетов и для других материалов [76]. При повороте потока на 180° расчет ведется в два приема. Сначала определяется скорость на выходе из поворота на 90°, затем эта скорость принимается за скорость входа на следующий поворот на 90°. [c.219]

Потери давления при входе газо-жидкостной смеси в барботажную трубу и циркуляционную зону или при выходе из них, а также при поворотах потока на 180° рассчитываются как потери иа местных сопротивлениях [c.522]

Можно видеть, что критерий, выбранный для характеристики режимов потока, нереален. Кроме того, Локкарт и Мартинелли не приняли во внимание влияние поверхностного натяжения на энергию диссипации, так что это свойство не входит в их соотношение. Все другие физические свойства жидкости введены лишь через вычисленные потери давления однофазного потока. Наконец, рассматривая предпосылки этого соотношения, можно заключить, что оно особенно применимо к дисперсно-кольцевому режиму. [c.210]

В 1.2.4 приведены методы расчета отношений чисел Стентона к коэффициенту сопротивления трения. Однако независимо от того, какой способ расчета выбран, имеется по крайней мере две причины к тому, чтобы значение Stef//ei (или, что то же самое, NTU/NVH) было заметно ниже, чем St//. Во-первых, в St f входит коэффициент теплопередачи, тогда как в число St входит коэффициент теплоотдачи, который значительно больше коэффициента теплопередачи. Во-вторых, /ef определяется из полного перепада давлений в рассмат])иваемом потоке, в который наряду с потерями давления на трение па теплопередающей поверхности входят потери давления на перегородках и в других сужениях потока, а этот перепад значительно больше собственно потерь на трение. [c.26]

Коэффициент теплоотдачи при пленочном режиме кипения может быть рассчитан по корреляционному уравнению из [20], которое представляет собой обобщение экспериментальных данных, полученных при кипении нескольких типичных промышленны.х углеводородов. Однако в это уравнение входит скорость циркуляции, которую для термосифонных ребойлеров трудно определить из-за отсутствия соотношений для расчета потерь давления в двухфазном потоке при пленочном режиме кипения. Оценка с некоторым запасом может быть получена по уравнению, приведенному н [21], В качестве первого приближения может быть использовано модификационное уравнение, приведенрще в [21], в котором отсутствуют поправки для учета. чавнсимости теплофизических свойств от температуры. Это уравнение имеет вид [c.81]

Радиальный поток пока не учитывался, но в экструдере Вайссенберга конечной целью является экструзия полимера через головку. Такой поток вызывает потери давления в направлении к центру и, следовательно, снижает максимальное давление на входе в головку. Результирующий расход определяется сопротивлением головки при установившихся условиях течения подъем давления в радиальном направлении равняется падению давления в головке. Точное решение этой задачи течения затруднительно. Макоско с сотр. [22] предложили следующее приближенное аналитическое решение, которое хорошо согласуется с экспериментами. Они предположили, что так как при закрытом выходе давление поднимается в зависимости от нормальных напряжений (АРдг5)> то уменьшение давления между дисками из-за радиального потока (АР ) и входные потери [c.345]

Потери давления в коническом коллекторе в основном связаны с отрьшом потока в двух местах непосредственно за входным сечением коллектора и в прямом участке за ним (рис. 1.896 и в). В первом случае потери преобладают, когда угол сужения а конического коллектора сравнительно мал (рис. 1.896), во втором случае потери начинают преобладать при больших значениях а и становятся тем значительнее, чем больше этот угол (рис. 1.89б). При а = 0° имеет место обьи-ный случай прямого входа, для которого = 1. При а = 180° входной канал заделан заподлицо в стенку и = 0,5. [c.124]

Общие потери давления в сотовых радиаторах, применяемых для охлаждения воздуха, складываются из потерь на вход в трубку радиатора, на трение в трубках и на внезапное расширение потока при выходе из трубок в общий канал. Коэффициент сопротивления сотового радиатора определяется по формуле И. Б. Марьямова [429] [c.512]

Местные сонротивлении возникают в местах поворотов воздуховода, при делении и слиянии потоков, при изме-пепии размеров поперечпого сечепия воздуховода, при входе в воздуховод и выходе из пего, в местах установки регулирующих устройств, т. е. в таких местах воздуховода, где происходят измепепия скорости воздушного потока по величине или по паправлепию. В указанных местах происходит перестройка полей скоростей воздуха в воздуховоде и образование вихревых зон у стенок, что сопровождается потерей энергии потока. Нарушение установившегося поля скоростей начинается на некотором расстоянии до местного сопротивления, а выравнивание потока происходит на некотором расстоянии после него. На всем участке воз-мугценного потока происходит потеря энергии на вязкое трение и увеличиваются потери на трение о стенки. Однако условно для удобства проведения аэродинамического расчета сети воздуховодов потери давления в местных сопротивлениях считают сосредоточенными. [c.915]

Смотреть страницы где упоминается термин Потери давления на вход потока: [c.375] [c.385] [c.155] [c.172] [c.309] [c.92] [c.102] [c.174] [c.175] [c.64] [c.38] [c.130] [c.232] [c.465] [c.475] [c.68] [c.130] [c.10] [c.239] [c.521]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология