Основные виды местных сопротивлений. Коэффициент местных потерь. Местные потери при больших числах Рейнольдса. Внезапное и постепенное изменение сечение трубопровода. Теорема Борца. Потери напора в диффузорах и конузорах. Повороты трубопроводов. Сопротивления с переменной формой, прочной части. Определение суммарных потерь. Эквивалентные длины труб. Взаимное влияние местных сопротивлений.
Указания к теме 4.5.
1. Местными сопротивлениями называют короткие участки трубопроводов, на которых происходят изменения величины или направления скоростей потока из-за изменения конфигурации твердых границ.
Потери энергии в местных сопротивлениях, отнесенные к единице веса потока жидкости, называются местными потерями напора и подсчитываются по общей формуле
(1)
где — безразмерный коэффициент местного сопротивления; v — средняя скорость потока (обычно — в сечении трубопровода перед местным сопротивлением или после него).
Значение вообще зависит от формы местного сопротивления, шероховатости его стенок, условий входа и выхода из него жидкости и основного критерия динамического подобия напорных потоков — числа Рейнольдса.
Число Рейнольдса обычно относят к сечению трубопровода, на котором находится местное сопротивление:
где и Q — средняя скорость потока и расход в трубе; D — диаметр трубы;
— кинематическая вязкость жидкости.
Для большинства местных сопротивлений в трубопроводах при числах Рейнольдса имеет место турбулентная автомодельность — потери напора пропорциональны скорости во второй степени и коэффициент сопротивления не зависит от Re (квадратичная зона сопротивления).
В тех местных сопротивлениях, где основной является вихревая потеря напора (например, резкое изменение сечения трубопровода, диафрагмы и др.), автомодельность устанавливается при значительно меньших числах Рейнольдса ( ) .
В случае внезапного расширения трубопровода местная потеря напора при больших числах Рейнольдса выражается формулой
, (2)
в соответствии с которой коэффициент местного сопротивления, отнесенный к скорости v 1 .
(3)
В формулах (2) и (3) и v 2 — средние скорости в узком (входном) и широком (выходном) сечениях потока;F 1 и F 2 — площади этих сечений.
При постепенном расширении потока в диффузоре:
;
, (4)
где — безразмерный коэффициент потерь, выражающий потерю в диффузоре в долях от потери при внезапном расширении.
При внезапном сужении трубопровода местная потеря напора:
, (5)
где F 1 и F 2 — площади широкого (входного) и узкого (выходного) сечений; v 2 — выходная скорость.
Значение коэффициента сопротивления входа в трубу из большого резервуара зависит от формы входной кромки. В случае острой входной кромки при больших числах Рейнольдса можно принимать .
При выходе потока из трубы в резервуар потеря напора и коэффициент сопротивления выхода равны:
;
,
где v — средняя скорость в выходном сечении трубы; — коэффициент кинетической энергии (при турбулентном режиме
и
).
При последовательном расположении в трубопроводе различных местных сопротивлений общая потеря напора определяется как сумма потерь в отдельных сопротивлениях, вычисляемых по указанным выше значениям .
если между этими местными сопротивлениями имеются участки трубопровода длиной не менее пяти-шести диаметров. На этих участках поток, вышедший из одного местного сопротивления, стабилизируется до входа в следующее сопротивление. При более близком расположении местных сопротивлений необходимо учитывать их взаимное влияние.
В приводимых ниже задачах предполагается, что местные сопротивления достаточно удалены друг от друга и их взаимное влияние отсутствует.
3. Для расходомеров, основанных на создании перепада давлений в потоке различными сужающими устройствами (труба Вентури, сопло и диафрагма — см. рис. VII—1, VII—2 и VII—3), расход определяется по общей формуле:
, (6)
где — коэффициент расхода;
— наименьшая проходная площадь расходомера;
— падение гидростатического напора (пьезометрического уровня) на участке между входным и суженным сечениями потока в расходомере.
Величина определяется опытным путем и зависит от конструктивных форм расходомера, отношения площадей
(
— проходная площадь трубопровода) и расположения мерных точек, а также от числа Рейнольдса
. Зона турбулентной автомодельности по коэффициенту расхода для этих расходомеров имеет место в зависимости от
при
.
Потери напора в расходомерах вычисляют по общему выражению (1), где v — средняя скорость в трубопроводе и — суммарный коэффициент сопротивления расходомера, также определяемый опытным путем.
Значения коэффициента расхода и коэффициента сопротивления
, расходомеров в зоне турбулентной автомодельности можно приближенно определить и расчетным путем. В качестве примера получим общие выражения
и
для диафрагмы (рис. VII—3).
Для коэффициента расхода можно воспользоваться формулой (14) гл. VI, определяющей расход при истечении через отверстие из резервуара ограниченной площади; непосредственно получаем:
, (7)
где — коэффициент сжатия струи, зависящий от соотношения площадей трубы
и отверстия диафрагмы
;
— коэффициент сопротивления отверстия диафрагмы;
и
— коэффициенты кинетической энергии в сечении 1перед входом в диафрагму и в сжатом сечении струи 2 (для больших значений Re можно принимать
).
При формула дает выражение коэффициента расхода трубы Вентури и сопла (рис. VII —1 и VII—2).
Приближенность формулы для и. обусловлена неточностями расчетных значений входящих в нее коэффициентов, а также тем, что давления у сужающего устройства часто измеряют не в расчетных сечениях потока (1 и 2), а в углах, образуемых сужающим устройством со стенками трубы (угловой отбор давлений в нормальных расходомерах).
Коэффициент сопротивления можно найти расчетом, рассматривая потерю напора в диафрагме как сумму потерь на участках между сечениями 1—2 и 2—3;
.
Применяя уравнение расхода : , откуда
.
получаем:
(8)
При это выражение дает коэффициент сопротивления мерного сопла. Для трубы Вентури в результате аналогичного расчета получим (см. также введение к гл. VI).
(9)
3. Рассмотрим в качестве примера расчета схему трубопровода с местными сопротивлениями, в которой жидкость плотностью р перетекает по трубопроводу диаметром D из бака А в бак В с постоянной разностью уровней h под избыточным давлением рх в баке А (рис. VII—4).
На трубопроводе установлены расходомер Вентури с диаметром узкого сечения d и задвижка.
Заданы (в предположении, что имеет место квадратичная зона сопротивления и безразмерные характеристики потока не зависят от числа Рейнольдса) коэффициент расхода и коэффициент сопротивления
расходомера Вентури, а также коэффициент сопротивления
задвижки.
Определим расход Q в трубопроводе и давление рх в баке А, считая известным показание hp т ртутного дифференциального манометра, присоединенного к трубе Вентури.
Расход в трубопроводе по показанию дифференциального манометра на трубе Вентури равен согласно формуле (6):
,
где перепад пьезометрических уровней (в горизонтальной трубе — перепад давлений, выраженный, в метрах столба протекающей жидкости)
.
Для определения давления рх воспользуемся уравнением Бернулли, записанным для сечений потока на свободных поверхностях в баках:
,
где — сумма потерь напора между этими сечениями. Так как скоростные напоры в баках пренебрежимо малы (
и
), получаем общее соотношение:
,
выражающее, что разность Н гидростатических напоров (пьезометрических уровней) в баках целиком затрачивается на преодоление гидравлических сопротивлений, возникающих при перетекании жидкости по трубопроводу.
В рассматриваемом случае и избыточное давление
, Следовательно,
.
Пренебрегая потерями трения по длине трубопровода (который предполагается коротким), определим местные потери — на входе в трубопровод: , в расходомере Вентури:
, в задвижке:
, на выходе из трубопровода:
, где средняя скорость в трубопроводе
.
Таким образом, искомое давление можно определить из формулы:
4. В ряде случаев (для труб малых диаметров и жидкостей большой вязкости) оказывается практически важным учет влияния числа Рейнольдса на коэффициенты местных сопротивлений. При очень малых значениях Re (примерно ) существует зона ламинарной автомодельности, в которой местные потерн напора пропорциональны скорости потока и коэффициент местного сопротивления выражается формулой
,
где множитель пропорциональности А определяется формой местного сопротивления.
Большим значениям числа Рейнольдса ( ) отвечает зона турбулентной автомодельности, в которой закон сопротивления является квадратичным и
= const.
Переход от первой автомодельной зоны ко второй имеет сложный характер и индивидуальные особенности в местных сопротивлениях различного типа.
Для большинства местных сопротивлений оценку величины в переходной зоне можно сделать по формуле А. Д. Альтшуля:
, (10)
где — значение коэффициента местного сопротивления в квадратичной зоне.
Вопросы для самопроверки.
1. Какие сопротивления называются местными?
2. По какой формуле определяются потери напора в местных сопротивлениях?
3. В чем заключается физический смысл коэффициента местного сопротивления и от чего он зависит?
4. В каком сечении берется скорость при определении местных потерь напора?
5 .Каковы возможные пути снижения потерь в диффузорах с большим углом расширения?
6. В чем состоит принцип наложения потерь?
7. Как определяется суммарный коэффициент сопротивления?
Литература: 1, 2, 3
Задачи.
1. Определить потери напора при движении воды в плавно расширяющемся переходе диффузора стальной трубы с d1 и d2, угол α, коэффициент , скорость υ1и υ2.
Исходные данные | Последняя цифра шифра | |||||||||
0 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | |
l, м | 100 | 125 | 150 | 175 | 75 | 50 | 75 | 100 | 125 | 150 |
d1, мм | 100 | 150 | 200 | 100 | 150 | 200 | 100 | 150 | 200 | 100 |
d2, мм | 200 | 250 | 400 | 200 | 250 | 400 | 200 | 250 | 400 | 200 |
υ1, м/с | 1,1 | 1,2 | 1,3 | 1,4 | 1,5 | 1,1 | 1,2 | 1,3 | 1,4 | 1,5 |
υ2, м/с | 0,75 | 1 | 0,75 | 0,5 | 0,25 | 0,75 | 1 | 0,5 | 0,25 | 0,75 |
α | 15˚ | 16˚ | 17˚ | 18˚ | 19˚ | 20˚ | 15˚ | 16˚ | 17˚ | 15˚ |
2. Построить расходные характеристики участков трубопровода в целом и определить напор насоса, если по длинному трубопроводу вода подает в гидрофоры, в которых давление равно. Размеры трубопровода: диаметр d, длины участков равны: l1 = l2 = l3. Принять коэффициент гидравлического сопротивления для поворота ξпов, для клапана ξкл , для тройника ξтр .
Исходные данные | Последняя цифра шифра | |||||||||
0 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | |
l1 = l2 = l3, м | 100 | 125 | 150 | 175 | 75 | 50 | 75 | 100 | 125 | 150 |
ξпов | 1 | 2 | 4 | 6 | 3 | 5 | 4 | 6 | 8 | 2 |
ξкл | 8 | 7 | 6 | 9 | 10 | 11 | 12 | 8 | 7 | 6 |
ξтр | 0,6 | 0,8 | 0,4 | 0,6 | 0,8 | 0,4 | 0,6 | 0,8 | 0,4 | 0,8 |
р, МПа | 0,5 | 0,6 | 0,7 | 0,8 | 0,5 | 0,6 | 0,7 | 0,8 | 0,5 | 0,6 |
Примеры решения задач
Задача 1.
Бензин попадает самотёком из резервуара А в резервуар В по трубопроводу, состоящему из трёх труб одинаковой длины l = 50 м и диаметром d = 25 мм.
Каким должен быть напор Н трубопровода, чтобы при температуре бензина t= 100 С в резервуар поступало бензина в количестве Q = 0,2 л/с. Местные потери напора в каждой трубе составляют 10 % от потерь по длине.
Решение.
1. Составляем функции ветвей:
,
2. Значения для определения hп
![]() | ![]() | ![]() | λ | hп | |
1 | 0,2 | 0,4 | 10753 | 0,0235 | 0,57 |
2 | 0,3 | 0,6 | 16126 | 0,0235 | 1,3 |
3 | 0,4 | 0,8 | 21504 | 0,0235 | 2,3 |
4 | 0,5 | 1,0 | 26880 | 0,0235 | 3,6 |
5 | 0,6 | 1,2 | 32256 | 0,0235 | 5,1 |
для стальных новых труб
рисунок график зависимости потерь напора в ветвях трубопровода от расхода.
При м3/с Н=0,8 м.
Задача 2.
Построить расходные характеристики участков трубопровода в целом и определить напор насоса, если по длинному трубопроводу вода подает в гидрофоры, в которых давление равно 0,5 МПа. Размеры трубопровода: диаметр d = 50 мм, длины участков равны: l1 = 5 м, l2 = 2,5 м, l3 = 0,5 м. Принять коэффициент гидравлического сопротивления для поворота ξпов=1, для клапана ξкл = 8, для тройника ξтр = 0,6
Решение.
1. Определяем напор:
2. Определяем общие потери напора в трубопроводах:
;
;
По формуле Шевелева для труб, бывших в эксплуатации при скоростях V≥1,2м/с; ;
;
Расход: ;
;
3. Определяем интервал расхода Q и построим с помощью таблицы расходные характеристики участков трубопровода:
Q | ![]() | ![]() | ![]() | ![]() | ![]() | ![]() |
0,01 | 5,1 | 17,2038 | 28,7 | 12,1 | 58,0038 | 40,8 |
0,02 | 01,2 | 68,8 | 114,9 | 48,2 | 231,9 | 163,1 |
0,03 | 15,3 | 155 | 258,5 | 108,4 | 521,9 | 366,9 |
0,04 | 20,4 | 275,3 | 459 | 192,7 | 927 | 657,7 |
0,05 | 25,5 | 430 | 718 | 301 | 1449 | 1019 |
При Q = 0,02 м3/с
Дата: 2018-12-28, просмотров: 617.