Р рабочее колесо расчетные

При увеличении > я .р, как видно из (12.2), отношение осевых скоростей увеличивается. Это приводит к тому, что отношение плотностей р /р получается больше, чем на расчетном режиме, поэтому отношение проходных сечений F, /Fj. оказывается заниженным, что и вызывает увеличение отношения осевых скоростей и соответствующих перепадов давления на последних ступенях. В этом случае с ростом Ят наименьшее увеличение степени расширения газа будет в сопловом аппарате первой ступени и наибольшее в рабочем колесе последней ступени. [c.206]

Подача вентилятора Q, м /ч То же, с поправкой на температуру Сф, м7ч Частота вращения рабочего колеса п, об/мин Подача вентилятора, приведенная к номинальной (расчетной) частоте вращения ( р, м /ч Статическое давление после вентилятора Я"т, кгс/м [c.168]

Форму кривых давления и мощности, во-первых, определяет наклон теоретической характеристики, который, как показал И. В. Брусиловский (1966), полностью определяется расчетными значениями коэффициентов теоретического давления (Ят)р, осевой скорости (сд)р, относительным диаметром втулки й и известным коэффициентом решетки А (1 + В) и не зависит от типа аэродинамической схемы вентилятора, реактивности его рабочего колеса или закрутки потока перед ним. Три йз этих величин характеризуют параметр наклона [c.845]

При анализе характеристик параллельно или одиночно работающих мащин может оказаться, что кривая Р, Н почти совпадает с заводской характеристикой в левой ее части, правая же часть кривой располагается ниже соответствующей части заводской характеристики, В других случаях полученные кривые давления и мощности не достигают расчетных, а кривые КПД близки к ним. Первый случай свидетельствует о неудачной в аэродинамическом отношении характеристике примыкающего к машине участка тракта. В результате этого полное давление машины и ее КПД снижаются вследствие ухудшения аэродинамических условий работы лопаточного аппарата. Во втором случае причиной снижения давления и мощности может быть несоответствие расчетных углов установки лопаток рабочих колес, неточность их изготовления или ошибки измерения расходов среды. Увеличенные зазоры между входной воронкой и рабочим колесом машины приводят к одновременному повышению давления и мощности против расчетных. В случае работы одной машины при максимальной загрузке через примыкающий к ней участок тракта проходит значительно больше газов, чем при ее работе в параллель. В связи с этим гидравлическое сопротивление тракта при одиночно работающей машине повышается и кривая тракта х (см. рис. 15.10) проходит выше кривой, соответствующей работе двух машин, т. е. производительность одной мащины снижается. Ранее уже указывалось на возможность занижения расхода среды при неплотном отключении работающей машины от остановленной. В этом случае кривая давления Н пересечется с кривой гидравлического сопротивления в точке Б, т. е. действительная производительность машины уменьшается еще в большей степени (XQ = Q—, что часто отмечается при испытаниях. [c.399]

Коэффициент Ср-г к изменяется от 1,35 при нулевой подаче до 3,51 при Q// // = 0,45. Приняв, что у насоса СЦЛ-20-24 гидравлические потери в рабочем колесе и на преодоление меридиональной составляющей сил трения па стенке канала приблизительно одинаковы и что р = 0,9, /См = 0,7, получим график Ah 2g u , изображенный на рис. 37 штриховой линией. Отклонение расчетной характеристики от опытной у насоса СЦЛ-20-24 больше, чем у насоса СВП-80. Возможные причины этого следующие. [c.68]

Составим выражение для q — расчетной нагрузки на единицу длины контактной линии. В случае прямозубой передачи длина контактной линии колеблется от щирины венца (в зоне однопарного зацепления) до 2Ь (в зоне двухпарного зацепления). При этом чем выше коэффициент торцового перекрытия, тем дольше нагрузка передается двумя парами зубьев. Так как расчет ведем не на статическую, а на усталостную прочность, то такое колебание длины контактных линий положительно сказывается на контактной выносливости поверхностей зубьев, а следовательно, и на величине расчетных напряжений. Поэтому с некоторым приближением длину контактной линии можно принять как В косозубой передаче линии касания рабочих поверхностей зубьев с осями зубчатых колес образуют угол р. В этом случае длина контактных линий (см. рис. 233) k = E b/ os p. [c.261]

В ряде работ Вершинина [14-23] предложено рассмотрение вместо О у так называемого расчетного входного диаметра у-го колеса 0]р], который учитывает выступление входных кромок рабочих лопастей [c.27]

На валу с двумя рукоятками одновременно могут работать до четырех человек, а на тяговом колесе (цепи) не более трех человек. Расчетное усилие рабочих Р = Н, где т — число рабочих [c.329]

Пример 11.2. Проверить контактную прочность рабочей поверхности ходового колеса (рис. 11.10) тележки мостового крана при расчетной нагрузке на колесо Р 40 кн. Материал колеса — стальное литье 55Л, [о ] = 650 н мм . Тележка работает на рельсе с плоской головкой. Определить полуширину контактной полоски. Для колеса и рельса Е = 2,0 - 10 н мм . [c.444]

Р — расчетная нагрузка на колесо, определенная по методике расчета соответствующего механизма, в кг Ь — ширина рабочей поверхности обода колеса в см г — радиус колеса в см [c.355]

На рабочем чертеже цилиндрического зубчатого колеса указываются т при Рй О или nig при Р = 0 число зубьев г направление винтовой линии зуба (правое или левое) и величина угла Р 5 расчетное смещение производящей рейки номер ГОСТ исходного контура. [c.734]

Передаточное отношение гидротрансформатора может изменяться от нуля до единицы. Однако, как видно из характеристики (см. рис. 7.7, б), только при одном значении /, называемом оптимальным (или расчетным) передаточным отношением /р, достигается наивысшее значение к. п. д. В этом режиме в рабочей полости устанавливается практически безударная циркуляция жидкости с минимальными потерями. При всяком отклонении режима от номинального в ту или другую сторону возникают ударные явления при переходе жидкости с колеса на колесо. Чем больше отклонение от расчетной точки, тем больше ударные потери и, следовательно, ниже к. п. д. гидротрансформатора. В точках = 0 (в начале координат) и к = 0 (см. рис. 7.7, б) к. п. д., как это и [c.187]

При С = 2,08 л/с (см. рис. 38) А)о/у=1,16 м. При Q/Fu — Q и п = 492 об/мин А/1=5,16 м при статической проливке и расходе Q = 4,25 л/с Ap/Y = 5,26 м. Аналогичные результаты получаются при испытании насоса с перевернутым колесом (лопатки движутся выпуклостью вперед). При Q/Fu=0,5 и п = — 492 об/мин Д/г=1,4 м (см. рис. 32) при статической проливке и 3 = 2,08 л/с Ар/у = 0,57 м при Q Fu = 0 А/г==2,1 м при статической проливке и р = 4,15 л/с Ар/у—2 м. Следовательно, для рабочих режимов расхождение экспериментальных значений с расчетными большое. [c.77]

Здесъ 0 р— расчетное значение входного диаметра рабочего колеса [c.30]

Среднее динамическое давление в тракте после дымососа Яд, кгс/м Средняя температура продуктов сгорания в месте измфения динамического давления <, °С Плотность продуктов сгорания р, кг/м , при температуре < Скорость продуктов сгорания в сечении, где измерено динамическое давление, м/с Подача дымососа С, м /ч То же, с поправкой на температуру Сф, м7ч Частота вращения рабочего колеса п, об/мин Подача дымососа, приведенная к иом шальной (расчетной) частоте врап1ения С р, мVч [c.170]

Значения Nfe вычисляют для шестерни и колеса (Nfei и Мре ). В обоих случаях в квадратных скобках величину Np можно приравнять к расчетному моменту Mpi на шестерне, а Mi — текущее значение момента шестерни (AIi M , 2 ) и т. д.) щ- — число циклов изменения напряжений при действии момента Mi (п ц — для шестерни и Па(з — для колеса) в формуле (36) /п = 6 при твердости рабочих поверхностей зубьев 350 и m = 9 при твердости >//i3350. Если р 0,08, то в формуле (36) принять vp = 0. [c.619]

Если при конструировании редук-торного узла представляется возможным уложиться в приведенные ряды А и г, то следует использовать ГОСТ 9369—66, в котором даны также по два ряда (первый иа которых является предпочтительным) величин и S п, в приложении, рекомендуемые значения основных элементов зацепления числа заходов червяка z числа зубьев колес г числа зубьев колеса в обхвате червяком Z рабочая высота зуба колеса кк, высота головки зуба колеса h , минимальный радиальный зазор mjn минимальный радиус закругления ножек зубьев колеса, ножек витков червяка и головок витков червяка расчетный диаметр профильной окружности р форма модификации. [c.250]

При работе зубчатой передачи между зубьями сопряженных зубчатых колес возникает сила давления f рис. 12.15), направленная по линии зацепления. Кроме того, от скольжения зубьев между ними образуется сила трения = где / — коэффициент трения. Сила невелика по сравнению с силой Р, поэтому при выводе расчетных формул ее не учитывают, т. е. принимают, что сила взаимодействия между ЗЫБЯМИ направлена по нормали к их профилям. Под действием силы F и F зубья находятся в сложном напряженном состоянии. На их работоспособность оказывают влияние напряжения изгиба в поперечных сечениях зубьев и контактные напряжения Стд в поверхностных слоях зубьев. Оба эти напряжения, переменные во времени, и могут бьггь причиной усталостного разрушения зубьев или их рабочих поверхностей. Напряжения изгиба Tf вызывают поломку зубьев, а контактные напряжения Он — усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев. Поломка зубьев — опасный вид разрушения, так как при этом может выйти из строя не только зубчатая передача, но и валы и подшипники из-за попадания в них отколовшихся кусков зубьев. Поломка зубьев возникает в результате больших нагрузок, в особенности ударного действия, и многократных повторных нагрузок, вызывающих усталость материала зубьев. Во избежание поломки зубьев их рассчитывают на изгиб. Усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев — распространенный и опасный вид разрушения большинства закрытых и хорошо смазываемых зубчатых передач. Выкрашивание заключается в том, что при больших контактных напряжениях на рабочей поверхности зубьев обычно на ножках, вблизи полюсной линии) появляются усталостные трещины. Это приводит к выкрашиванию мелких частиц материала зубьев и образованию небольших осповидных углублений, которые затем под влиянием давления масла, вдавливаемого с большой силой сопряженным зубом в образовавшиеся углубления и трещины, растут и превращаются в раковины. Для предотвращения выкрашивания зубьев их рассчитывают на контактную прочность. [c.181]

У насоса СВН-80 гидравлические потери в колесе / р больше, чем потерн /1к иа преодоление меридиональмой составляющей СИЛ трения на стенке канала. Приняв, что потери в канале составляют (/гр + /гк)/3, коэффициент Ср = 3,7 /См=1,0, получим характеристику, изображенную на рис. 35 штрихпунктириой линией. Обе расчетные характеристики близки к экспериментальной (сплошная линия). Таким образом, поверочный расчет насоса подтвердил схему расчета и гипотезу рабочего процесса, на основании которой разработана схема расчета. [c.62]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...