Потери в клапанах

Уравнения (7.22) и (7.26) были проинтегрированы численными методами для двухатомных газов к = 1,4), причем было принято а = 0,1 и А, = 1/4,5. Решение этих уравнений может быть представлено в виде безразмерных диаграмм, показывающих зависимость относительной потери давления во всасывающем и нагнетательном клапане от угла поворота (или хода поршня) при различных значениях критерия М (рис. 7.15). Ввиду того, что безразмерная функция хода поршня (7.12) не является симметричной относительно / = я/2, потери в клапанах, расположенных в полости цилиндра со стороны крышки несколько отличаются от потерь для клапанов, расположенных в полости со стороны вала. Последние показаны на рис. 7.15 штриховыми линиями. [c.211]

Давление в рабочей полости во время всасывания и нагнетания отличается от давлений в патрубках цилиндра на величину потерь в клапанах. В начале открытия всасывающего клапана щель еще мала и вследствие вызванного этим повышенного сопротивления клапана происходит значительное снижение давления (до точки М,). Аналогично этому в начале нагнетания давление повышается (до точки Л1о). Наблюдающееся иногда прилипание пластины клапана к седлу задерживает начало его открытия, усиливая еще более эти отклонения в форме диаграммы. [c.37]

Потери энергии в сопротивлениях газового тракта слагаются из дроссельных потерь в клапанах и в коммуникации. Первые относятся к наиболее значительным в поршневом компрессоре. Они часто больше, чем сумма всех остальных потерь, и достигают 20—25% энергии, затрачиваемой на его привод. Такое положение явилось в значительной мере результатом отсутствия рационального и нетрудоемкого метода расчета размеров клапанов и возникающих в них потерь давления. Необходимость в таком методе трудно переоценить, так как суммарные потери в клапанах поршневых компрессоров, действующих в народном хозяйстве Советского Союза, составляют многие сотни тысяч киловатт. [c.205]

Если компрессор систематически находится в действии, то полная потеря в клапанах не должна превышать 4—12% номинальной индикаторной мощности. Нижний предел относится к компрессорам, сжимающим водород, азотноводородную смесь и другие газы с малым удельным весом, и к воздушным компрессорам, оборудованным прямоточными клапанами. Потери энергии в клапанах компрессоров повышенной быстроходности могут иногда превысить указанные значения. [c.236]

Основным средством снижения потери в клапанах является увеличение их эквивалентной площади. Для этого совершенствуют конструкцию клапанов, увеличивают их размеры и число. Отношение эквивалентной площади к площади отверстия в гнезде под клапан служит показателем экономичности клапана. Экономичность клапанов в условиях работы на компрессоре зависит также от выбора усилия их пружин и массы подвижных частей, которая должна быть минимальной. [c.236]

Потери энергии в клапанах низконапорных дожимающих компрессоров составляют значительную часть энергии, потребляемой машиной, причем с уменьшением отношения давлений она возрастает. Задача снижения потерь в клапанах особенно важна для газоперекачивающих компрессоров, являющихся крупными потребителями энергии. Для снижения этих потерь скорости газа, допускаемые в клапанах, должны быть значительно ниже, чем при таких же давлениях в других компрессорах. В отечественных низконапорных дожимающих компрессорах для снижения потерь энергии применяются прямоточные клапаны. В практике зарубежного компрессоростроения для этой цели часто используются двухъярусные дисковые или полосовые клапаны (рис. VII.58 и VII.59), которые, однако, менее экономичны, чем прямоточные. [c.638]

Метод вычисления потерь индикаторной мощности в клапанах и коммуникациях изложен в гл. VI. Данные о клапанах и числе клапанов, установленных на цилиндрах различных ступеней, приведены в табл. XI 1.21. Расчет потерь в клапанах I и VI ступеней дан в табл. XI 1.22. Итоги вычислений отдельно для всасывающих и нагнетательных клапанов всех ступеней указаны в табл. XII.23. Там же указаны потери мощности в коммуникациях компрессора и приведены значения номинальных мощностей по ступеням. [c.700]

Увеличение числа ступеней ведет к приближению процессов сжатия к изотермическому сжатию. Однако большое число ступеней приводит к усложнению конструкции компрессора, увеличению потерь в клапанах, между ступенями. [c.37]

Коэффициент X, называемый коэффициентом подачи или наполнения, учитывает потери, связанные с наличием мертвого пространства, подогревом всасываемого пара, утечками пара через неплотности, гидравлические потери в клапанах. [c.49]

Гидравлический КПД т г учитывает гидравлические потери в клапанах, и его значения лежат для этих насосов в пределах 0,8.., 0,9, [c.114]

Определение среднего индикаторного давления сводится к вычислению площади индикаторной диаграммы, которая в определенном масштабе изображает работу цикла. Разделив эту работу на объем, описанный поршнем, легко определить среднее индикаторное давление (аналогично вычисляют и среднее давление потерь в клапанах). [c.100]

Клапаны, фитинги и другие приспособления нарушают режим движения потока жидкости, что приводит к дополнительным потерям напора (так называемым местным потерям напора). Все эти приспособления в типичной водораспределительной системе расположены на достаточно больших расстояниях друг от друга следовательно, вызванные ими местные потери напора относительно незначительны по сравнению с потерями, являющимися результатом трения потока о стенки труб. Если же речь идет о трубопроводах насосных станций и очистных установок, то здесь потери в клапанах и фитингах значительны и составляют основную часть общих потерь. Местные потери напора могут быть вычислены как потери напора от трения на участке трубопровода некоторой эквивалентной длины или по формуле [c.93]

Отжим всасывающих клапанов. При полном отжиме всасывающего клапана по существу происходит отключение цилиндра, так как поршень не сжимает пар, а выталкивает его обратно на сторону всасывания. Дополнительная энергия расходуется только на трение и на дроссельные потери в клапанах. [c.203]

Вторым видом потерь в насосе являются гидравлические потери— потери на преодоление гидравлического сопротивления клапанов и каналов, по которым течет жидкость в насосе. Среди гидравлических потерь наибольшее значение имеют потери в клапанах. Потери в каналах насоса обычно малы. Гидравлические потери оцениваются гидравлическим к. п. д., который равен отношению мощности Л/, оставшейся за вычетом гидравлических потерь, к индикаторной мощности [c.212]

Однако при необходимости расширить диапазон температур кипения можно работать и при давлениях ниже атмосферного — до 0,2 10 Па (при более низких давлениях потери в клапанах становятся большими). Давление конденсации можно повысить до 20х Х10 Па (при использовании современных компрессоров). Диапазон [c.27]

Для оценки работы действительного поршневого компрессора его сравнивают с теоретическим, в котором мертвый объем равен нулю, нет потерь в клапанах, т. е. = рд, а рв = Рю и сжатие происходит по адиабате. [c.56]

Кондратьева Т. Ф. Определ ние потерь в клапанах поршневого компрессора. Сборник НИИХИММАШ, 1954, № 18. [c.150]

Необходимо стремиться свести к минимальным потери давления АР при всасывании и АР при нагнетании, величина которых зависит, главным образом, от потерь в клапанах. Как уже отмечалось, мертвое пространство в мембранном блоке оказывает большое влияние на форму и площадь индикаторной диаграммы (см. величину 8 на рис. 5). Влияние объема мертвого пространства учитывается объемным коэффициентом [c.12]

Если считать, что при изменении хода поршня показатели политроп процессов и потери в клапанах не изменились, то [c.365]

Быстрый рост гидравлических потерь в клапанах приводит к росту индикаторного коэффициента среднего давления д,-, в результате чего индикаторный к. п. д. 11, также может иметь максимум, но при более низком числе оборотов п . [c.77]

Давление в рабочей полости цилиндра во время всасывания и нагнетания отличается от давления во всасывающем и нагнетательном патрубках на величину потерь в клапанах. В начале открытия всасывающего клапана вследствие малой щели и связанного с этим повышенного сопротивления наблюдается значительное снижение давления (до точки на рис. 15). [c.38]

Проходные сечения всасывающих и нагнетательных клапанов обычно одинаковы. Поэтому принимают значения М для всасывающего клапана, которые рекомендуется ограничивать (табл. 8) в зависимости от давления всасывания. В этой же таблице указаны соответствующие значениям М суммарные потери мощности АЛ л во всасывающем и нагнетательном клапанах, отнесенные к номинальной (без учета потерь в клапанах) индикаторной мощности УУ ол-Эта мощность вычислена для отношения давлений е = 3, примерно равного среднему значению г в ступенях поршневого компрессора. [c.162]

В условиях нашего примера номинальная (без учета потери в клапанах) индикатор ая мощность ступени составляет около 25 кет ив отношении к ней потери в кольцевых клапанах равны 31,6% и в прямоточных 4,52%. [c.167]

Физико-химические свойства холодильных агентов должны отвечать некоторым требованиям. Желательно применять холодильный агент с малой молекулярной массой и вязкостью. Это способствует уменьшению потерь давления при циркуляции агента в машине. Молекулярная масса агента влияет на дроссельные потери в клапанах поршневых машин, которые при равных давлениях и температурах могут быть уменьшены вследствие снижения скорости перетекания пара. [c.30]

Часть подведенной к компрессору мощности тратится на преодоление аэродинамических потерь в клапанах при всасывании и нагнетании воздуха и объемных потерь на утечку его. Обычно для аэродинамической оценки головки компрессора ее продувают на специальной установке и определяют величины коэффициентов расхода для соответствующих установившихся режимов. При рабочем же процессе в компрессоре величина скорости под действием синусоидального движения поршня компрессора изменяется весьма сложно, и при расчетах рассматривают среднюю скорость движения поршня. Приведенные выше выражения (47) — (49) показывают, что определение аэродинамических потерь во всасывающем и нагнетательном клапанах путем расчета является сложной задачей, которую решают приближенно. По- [c.162]

Радикальным средством снижения потерь в клапанах является применение прямоточных клапанов. Эти клапаны повышают подачу, снижают расход электроэнергии, уменьшают шум в машинном зале и создают условия для более длительного межремонтного срока работы компрессора. [c.109]

Температура воздуха на выходе из цилиндров компрессО ра должна быть ограничена 170°С. Это может быть достигнуто уменьшением гидравлических потерь в клапанах уменьшением перетечек в цилиндрах из погости большого давления в полость с меньшим давлением снижением температуры всасываемого воздуха. [c.126]

Если рассмотреть, как изменение давления нагнетания влияет на потребляемую мощность, то можно установить, что и при значительном отличии давления в ячейке от давления в нагнетательном патрубке потери энергии не превышают потери в клапанах компрессоров с возвратно-поступательным движением поршня. Большее влияние на производительность и величины сил в [c.22]

Фиг. 3. 6. Теоретическая индикаторная диаграмма компрессора с мертвым пространством в координатах рУ без учета потерь в клапанах.

У компрессоров низкого давления (1—3 ати) допустимая скорость в щели клапана не превышает 25 м сек, так как в противном случае потери в клапанах по отношению к теоретической мощности будут очень большими. При малых отношениях давлений увеличение размеров клапанов допустимо также и потому, что влияние мертвого пространства на объемный коэффициент в этом случае невелико. У аммиачных компрессоров скорость в клапанах достигает 30 м сек. [c.167]

Общий к. п. д. компрессора при небольших числах оборотов возрастает вследствие значительного снижения гидравлических потерь в клапанах и трубопроводах, а также улучшения охлаждения. [c.182]

Ограничение температуры сжимаемого газа — не единственная причина применения ступенчатого сжатия, которое используется и в компрессорах без смазки цилиндров. Дело в том, что при расчленении процесса повышения давления газа на ступени с промежуточными охлаждениями работа изменения давления совершается при меньших удельных объемах, благодаря чему достигается экономия мощности. Вместе с тем увеличиваются потери в клапанах и межступенных коммуникациях, усложняются компрессор и вся компрессорная установка за счет охладителей и коммуникаций, так что для данного значения е существует некоторое рентабельное число ступеней, зависящее от соотношения между стоимостью машины и затратами энергии на сжатие газа. [c.243]

Потеря энергии в клапане, согласно уравнениям (VI.38) и (VI.38 ), пропорциональна произведению кМ и зависит от момента открытия клапана по ходу поршня. У всех компрессоров, сжимающих газы одинаковой атомности к = onst) при одинаковом относительном мертвом пространстве а и отношении давлений е, потери в клапанах равны, если значения критерия скорости потока М = одинаковы. Если известны [c.363]

На рис. 4-8 показана индикаторная диаграмма p — = / (а) для поршневого насоса с выравниванием подачи воздушными колпаками. Штриховая линия а с (1 ё а представляет собой прямоугольную идеалнзнрованную диаграмму при отсутствии запаздывания клапанов, сжимаемости жидкости и при совершенной выравненности подачи. Диаграмма ab dega отражает все перечисленные явления. Из-за неполноты выравненности подачи, соответственно колебаниям подаваемого расхода в линиях (см, рис. 4-5, а) давления в них р и и р и колеблются около своих средних значений р и р . При этом давления в цилиндре р2ц и р1а также колеблются около средних значений рац и рщ. Разницу между давлениями в цилиндре и в линии (например, рац и ра ) составляют потери в клапанах р . Следовательно, насос, развивая полезное давление р , должен создать в цилиндре давление р, > р . Согласно 4юрмуле (4-38) р — р , — р = 2р . Линия аЬ На рис. 4-7 и 4-8 соответствует запаздыванию всасывающего клапана на протяжении хода x или угла а . Это задерживает начало возрастания давления в цилиндре. Участок <к представляет собой задержку падения давления из-за запаздывания нагнетательного клапана линия Ьс — сжатие жидкости в процессе подъема давления от р в точке Ь до Рс, при котором открывается нагнетательный клапан. На участке ей жидкость вытесняется из цилиндра. После закрытия нагнетательного клапана в точке е и расширения жидкости, оставшейся в цилиндре (линия eg), в точке g открывается всасывающий клапан и на участке га цилиндр заполняется новой жидкостью. [c.284]

Если программа испытаний включает разделение потерь энергии в насосе, то при каждом режиме работы снимают индикаторную диаграмму. Для этого к цилиндру пасоса присоединяют индикатор давления 3 (см, рис. 4-1, а также рис. 4-9) или датчик давления /5 (см, рис. 4-31). Перед записью диаграммы полость цилиндра индикатора или датчика соединяют с атмосферой при помощи крана и записывают линию, соответствующую атмосфер1юму давлению (см. рис. 4-7, 4-8). Она служит началом отсчета давлений на диаграмме. После этого полость индикатора соединяют с цилиндром насоса, освобождают ее пролив-кой от воздуха и, закрыв соединение с атмосферой, записывают индикаторную диаграмму. Для определения потерь в клапанах индикатор должен иметь соединения с подводящей и отводящей полостями (см. рис. 4-1). Соединяя его с ними поочередно, записывают линии к — I и т —о давления в полостях (см. рис. 4-7 и 4-8). Это позволяет, как показано на диаграммах, определить [c.347]

Прямоточ ные клапаны имеют некоторые преимущества по сравнению с пластинчатыми, а именно 1) небольшая масса подвижных частей 2) уменьшение потерь энергии 3) возможность сокращения количества клапанов на компрессоре за счет больших площадей проходных сечений при сокращении общих потерь в клапанах 4) бесшумность работы. К недостаткам прямоточных клапанов относятся 1) необходимость наличия высококачественной стали для изготовления пластин 2) большая сложность и точность изготовления 3) трудность ремонта. [c.98]

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]

Давление воздуха, создаваемое насосом р = I К , где У11ит— присасываемый им объем (с учетом потерь). Для впрыскивающей конденсации с мокровоздушным насосом содержание воздуха в водяном объеме лучше всего прибавлять к приходящейся на один ход величине I и относить Ух к рабочему объему хода за вычетом наполнения водой и нескольких процентах на потерю в клапанах и неплотности. В то время как при параллельном токе давление в конденсаторе рк РаЛ-Рг при Ра соответствовало температуре в конденсаторе tк (см. выше) — при противотоке по Вейссу температуру в месте присоса 1противотока следует считать на некоторую величину а выше, чем температура охлаждающей воды именно а =4°+ 0,1 ( к —4). а равно учитывать и давление пара, отвечающее этой температуре tJ pg aвomoкa = = 4+а таким образом полное давление [c.347]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология