Потеря дисковая

Таким образом, полный коэффициент полезного действия определяется совершенством проточной части, лопастной системы и уплотнений, также величиной потерь дискового трения.. [c.11]

Потери дискового трения [c.60]

Погрешность при расчете потерь дискового трения относительно самих потерь составляет 2—8%, относительно мощности на лопастной системе насоса — меньше 0,01%. [c.65]

Следовательно, суммарные потери дискового трения можно записать в виде [c.40]

Ширина прореза при пользовании приводными ножовками меньше, чем при разрезании дисковыми пилами, а следовательно, потеря материала малая. Обслуживание ножовок просто один рабочий может обслуживать 5—6 ножовок. По сравнению с дисковыми пилами и другими отрезными станками производительность приводных ножовок меньше, и, кроме того, ножовки дают часто косой прорез, снижая эффект применения тонких ножовочных полотен, так как в этом случае после отрезки необходимо подрезать торцы для придания им перпендикулярности по отношению к оси заготовки. [c.163]

Задача 7-16. Водоспуск плотины состоит из плавно скругленного входного участка с коэффициентом сопротивления С = 0,05, короткой цилиндрической горловины диаметром d = 0,6 м с размещенным в ней дисковым затвором, коэффициент сопротивления которого при полном открытии S = 0,1, и конического раструба длиной 1 = 4 м с выходным диаметром )= 1,0 м и коэффициентом потерь 9-0,2. [c.168]

Как правило, в гидропередачах не рассматривают подери в подшипниках и уплотнениях, так как в каждом отдельном случае они различны и не характеризуют гидропередачу. Рассматривается энергия, подведенная к насосу и полученная от турбины, поэтому к механическим потерям собственно гидропередачи относятся потери в уплотнениях и дисковые потери энергии. [c.11]

Коэффициент трансформации при вращающемся направляющем аппарате без учета дискового трения, объемных и механических потерь (но с учетом потерь в планетарном ряде) будет равен [c.202]

Наибольшее применение нашли лопастные, штыревые и дисковые тормоза. В основе их работы лежит тот же принцип, что и у гидромуфт, работающих при скольжении, равном единице. На этом режиме вся мощность расходуется на преодоление потерь и, следовательно, превращается в тепло, которое отводится жидкостью и рассеивается стенками. [c.289]

Момент механических потерь ведомого вала определяется специальным балансирным двигателем. В этом случае можно найти потери при различном соотношении скоростей ведущего и ведомого валов, что имеет место при работе гидропередачи. Эти же испытания можно провести без снятия колес, но с перекрытием проточной части. При этом в крутящие моменты будет входить момент дискового трения. [c.302]

Конструкции уплотнений весьма разнообразны (рис. VI.6). В них кроме малых зазоров, с целью уменьшения протечек предусматривают достаточно большую длину щели или ее многократные расширения, которые увеличивают общее сопротивление уплотнения и снижают объемные потери. С другой стороны, при увеличении поверхности вращающихся колец уплотнений растут дисковые потери на трение о воду. [c.184]

Потери на трение о воду, или на так называемое дисковое трение, в уплотнениях гидротурбин при сопоставлении конструкций уплотнений определяют расчетным путем. Методика расчета потерь на плоских поверхностях уплотнений основана на аналогии с потерями на трение вращающегося в воде диска, которые приведены Л. Г. Лойцянским в работе [32]. Момент трения для одной стороны такого диска, неровности на поверхности которого не превышают толщины ламинарного подслоя, определяются выражением [c.188]

Вращающиеся регенераторы выполняют с ротором дискового или барабанного типа. Диск или барабан заполнены набивкой, образованной проволочной сеткой, гофрированной лентой или пористым материалом. Ротор медленно вращается и в период обдувки газом аккумулирует теплоту, отдавая ее в период обдувки холодным воздухом (рис. 7.22). Благодаря большой поверхности теплообмена такие регенераторы весьма компактны, что делает их перспективными для транспортных ГТУ. Недостатком их являются потери рабочего тела в уплотнениях и в момент перехода с холодного дутья на горячее. [c.269]

Более точное определение значения тормозного момента, развиваемого дисковым тормозом, следовало бы производить с учетом потерь на трение в осевых направляющих дисков. [c.228]

Разработаны основы проектирования фрикционных вариаторов (40-е годы). Исследованы вопросы геометрического скольжения и потерь на трение на площадке контакта, позволяющие сравнительный анализ разных схем вариаторов. Исследованы коэффициенты трения, контактные напряжения, силы управления, механизмы нажима. Испытывались основные типы вариаторов. В последнее время внимание исследователей привлекали вопросы применения вариаторов для мощностей свыше 50 л. с., в частности много дисковых вариаторов. [c.68]

КПД герметичных электронасосов с газовой подушкой несколько выше, чем при использовании конструкции с мокрым статором, за счет уменьшения потерь на дисковое трение. Основной недостаток таких электронасосов — сложность поддержания уровня, так как необходимо следить за давлением в газовой полости и поддерживать его при изменении режима, что требует введения [c.28]

Новые системы управления существенно повлияли на изменение конструкции токарных станков, что повлекло за собой высокую стоимость новых моделей этого оборудования и недостаточную их надежность. Более половины отказов у станков с числовым программным управлением (ЧПУ) связано с электронными и электрическими устройствами, 19% — с механическими, 11% — с гидравлическими, 12% —с ошибками в обслуживании и программировании. Наименее надежными являются устройства автоматической смены инструмента (револьверные головки, дисковые или цепные магазины). Важнейшей особенностью современных станков с ЧПУ является принцип агрегатирования как внутри определенной их группы, так и между станками различного технологического назначения. Автоматическая смена инструмента, встройка в шпиндельный узел датчиков при адаптивном управлении и автоматической диагностике предъявляют дополнительные требования к этим узлам. Основным видом тягового устройства в приводе подач станков с ЧПУ является передача винт—1 айка качения, обеспечивающая высокую долговечность, низкие потери [c.106]

Большую часть механических потерь составляет дисковое трение колёс насоса о воду, которое, как гидравлическая мощность, пропорционально и п . Потери в сальниках и подшипниках нарастают с масштабом натуры медленнее, и механический к. п. д. её несколько улучшается. [c.344]

Это уравнение даёт геометрическое место точек в поле Н—Q с режимами, подобными режиму в точке (Q . ж)- Кривая подобных режимов представлнет собой параболу с осью симметрии Н и вершиной в начале координат. Внутренняя мощность N учитызающая только механические потери дискового трения. [c.344]

Механические потери Мшх в соответствии с [2] состоят из потерь дискового трения Nди к, трения в сальниках Мел, трения в подшипниках Ми и потерь гидравлического торможения Миг [c.39]

Если величина утечки QA через уплотнение будет малой, жидкость в пространстве между колесом и корпусом вращается как твердое тело со скоростью, равной половине угловой скорости колеса [2]. Это движение отвечает равенству ведущего момента трения о вращающееся колесо тормозному моменту трения о стенку корпуса РЦН. В этом случае механические потери (преимущественно это потери дискового трения, которые имеют гидравлический характер) можно смоделировать путем введения в схему замещения РЦН ветви с комплексным сопротивлением = мех + ]Хмех, модуль которого рассчитывается по (3.59). [c.84]

Поскольку жидкость утечки в пространстве между рабочим колесом и корпусом насоса вращается как твердое тело со скоростью, равной половине угловой скорости колеса [2], то число Яевмех для ветви моделирования механических потерь дискового трения в первом приближении примем равным половине Кввн [c.95]

Если же эта решетка радиальная, то для определения бттах достаточно выбрать наибольшую величину бт2з из заданных в расчете. В общем случае система турбин имеет два трущихся диска — левый и правый с двумя трущимися поверхностями каждый. С учетом сказанного формула для определения потерь дискового треиия в турбине примет вид [c.88]

Механические потери, которые состоят из потерь дискового трения, трения в сальниках и подшипниках и потерь гидравлического торможения, моделируются гидросопротивлением Кмех, ориентировочное значение которого рассчитывается через полный КПД и внутренний механический КПД [c.14]

Механические потери. Механическими являются иотери на трение в подшипниках, в уплотнениях вала и на трение наружной поверхности рабочих колес о жидкость (дисковое трение). [c.159]

Керамические конденсаторы предназначены для работы в цепях высокой частоты они характеризуются малыми диэлектрическими потерями. Конденсаторы с диэлектриком из сегнетокерамики предназначены для работы на низких частотах. Керамические конденсаторы выпускают следующих типов КГК — конденсатор герметизированный керамический, КДУ — дисковый ультравысокочастотный, КЛС — литой секционный, КЛГ — герметизированный, КП, КПС — пластинчатый сегнетоэлектрический, КТП — керамические трубчатые проходные, КДО — дисковые опорные, КО — керамические опорные и др. В зависимости от величины ТКЕ керамические конденсаторы подразделяют на 15 групп. Они имеют емкости до десятков тысяч пикофарад, рабочее напряжение обычно десятки вольт, но у отдельных типов конденсаторов достигает 1000 В. [c.133]

Лампа жталлокерамическая — электронная лампа с керамическим баллоном, вносящим малые потери в диапазоне СВЧ, с плоскими электродами и кольцевыми или дисковыми выводами используется подобно маячкоаой лампе [9]. [c.147]

Дисковые потери возникают из-За трения наружной поверхности дисков колес о рабочую жидкость. В результате этого трения механическая энергия частично или полностью превращается в тепло и оказывается по -ерянной. Дисковые потери складываются из потерь трения о жидкость плоских, криволинейных и цилиндрических поверхностей диска. В отличие от насосов, компрессоров и турбин, где один из смежных дисков вращается, а другой неподвижен, в гидродинамических передачах такой случай является частным. В них смежные диски могут иметь различные относительно друг друга скорости сложную форму на отдельных участках одного и того же диска различные условия взаимодействия, с жидкостью и со смежным диском (различную ширину зазоров, скорости смежных дисков и их обработку). [c.60]

Определение потерь от дискового трения и утечек рассмотрен в 15 и 16 остановимся на определении механических потерь, которое производится опытным путем. Для этого снимают колеса и при заполненной полости определяют крутящий момент прокручиванием ведущего вала .M, exx Затем ведущий и ведомый валы соединяют жестко друг с другом и определяют крутящий момент двух валов Ммехх + М ехг- Момент ведомого вала равен [c.302]

Для более точного выявления механических потерь необходимо более детальное определение их по элементам. На рис. 184 представлены отдельные позиции по определению механических потерь комплексной гидропередачи (рис. 184, а). На рис. 184, б дана схема определения механических потерь в подшипниках (уплотнения удалены) на рис. 184, в — схема определения потерь при действии осевых сил. Осевая нагрузка задается затяжкой кольцевого пружинного динамометра, а контроль осевой силы производится по индикатору. При вращении для наблюдения за стрелкой используется - тробоскоп. Влияние дискового трения определяется по схеме 1С. 184, г. [c.303]

Анализ характеристик с целью получения величины расхода, коэффициентов потерь, углов атаки и отклонений потока от лопастных систем можно провести методом последовательных приближений на основе совместного баланса энергии и уравнений моментов с учетом механических и дисковых потерь и потерь утечек (XIII.4), (XIII.5). [c.307]

Гребенчатые уплотнения более стойки при износе и применяются в высоконапорных радиально-осевых турбинах (см. рис. 11.13). В них можно значительно увеличить длину щелей и за счет этого повысить сопротивление протечкам, но вследствие увеличения поверхности дисковые потери здесь оказываются больше, чем в других типах уплотнений. Число гребней назначают от двух до четырех. В последнее время находят применение уплотнения с двумя гребнями (рис. VI.6, б). Неподвижные 13 и вращающиеся 12 кольца имеют П-образную форму. Их отливают из стали 20ГСЛ. Там, где турбины работают на воде, содержащей большое количество твердых взвешенных частиц с достаточно крупными фракциями (больше 0,1 мм), кольца выполняют из стали 10Х18НЗГЗД2Л или 15Г2ВЛ. Мероприятия по борьбе с износом в высоконапорных турбинах описаны в работе [37 ]. [c.184]

Размеры спиц и ступицы центров такие же, как для. литых колес. Одио-дисковая конструкция предпочтительна при окружной скорости v > 10 м/с лследствио мепыпнх потерь масла иа разбрызгивание. [c.296]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...