Силовые к. п. д. силового цилиндра

Учитывая (37), объемный к. п. д. силового цилиндра можно определить по формуле [c.91]

Лоб = --объемный к. п. д. силового цилиндра [c.324]

Механический к. п. д. силового цилиндра колеблется в пределах 0,85— [c.289]

Механический к. п. д. силового цилиндра равен [c.47]

Таким образом, значительная продолжительность переходных процессов в эксплуатации, а также низкая экономичность их протекания обусловливают их отрицательное влияние на среднеэксплуатационный к. п. д. силовой установки. Кроме того, переходные процессы снижают долговечность и надежность двигателя из-за ускоренного закоксовывания выпускного тракта и проточной части турбины в результате неполного сгорания топлива, повышенных амплитуд температурных колебаний поверхности деталей цилиндро-поршневой группы и повышенной дымности. Поэтому в нашей стране и за рубежом ведутся разработки и исследования мероприятий, направленных на совершенствование переходных процессов. [c.257]

Основные преимущества испарительной системы охлаждения — повышение эффективного к. п. д. двигателей, уменьшение износа деталей цилиндро-поршневой группы, так как обеспечивается постоянство температуры охлаждающей воды, уменьшение начальной стоимости и эксплуатационных расходов на силовые установки компрессорных станций. Однако для этой системы характерны высокая температура многих деталей и агрегатов двигателя, что создает неудобства для обслуживающего персонала, необходимость применения более качественных смазок, способных обеспечить надежную работу д. в. с. при повышенных температурах, более продолжительное время выхода силовой установки на заданный режим работы. [c.189]

Сравнительно низкое давление сжатия в компрессоре (максимальное 20 бар в двухвальных установках, а обычное 4—6 бар). Мощность и к. п. д. резко падают при понижении степени сжатия по сравнению с расчетной, поэтому при конструировании цилиндров компрессора и турбин надо добиваться минимальных сопротивлений при проходе воздуха н газа особенно через входные и выпускные патрубки. Этим отчасти объясняется заимствованная из авиации прямоточная компоновка корпусов компрессор, камера сгорания, компрессорная турбина, силовая турбина располагаются по одной оси, так что установка имеет вид одновальной (хотя два вала обычно имеют разное число оборотов) и обладает минимальными потерями давления при переходе из одного агрегата в другой. [c.363]

Мощность, потребляемая насосом, и давление в полости нагнетания пропорциональны полезной нагрузке, поэтому гидросистема с дросселем, установленным параллельно силовому цилиндру, экономичней систем с дросселем на входе и на выходе, так как к. п. д. ее выше. [c.35]

Синхронная работа силовых цилиндров на рис. 75 обеспечивается двумя гидромоторами, которые выполняют роль дозаторов или расходомеров для каждого цилиндра. При наличии жесткой связи между одинаковыми гидромоторами теоретически к цилиндрам поступают равные дозы жидкости. В действительности, из-за технологических погрешностей при изготовлении гидромоторов, объемные к. п. д. гидромоторов различны, поэтому, естественно, возникает некоторое рассогласование, особенно в тех случаях, когда внешние нагрузки Gi и существенно отличаются. [c.123]

Скорость поршпя, расход жидкости, развиваемые усилия и к, п д силового гидроцилиндра. Скорость, с которой перемеш,ается ведомое звено силового гидравлического цилиндра, зависит от количества рабочей жидкости, подаваемой в полость гидроцилиндра в единицу времени, и может быть определена по ранее выведенным формулам. [c.88]

При гидравлическом испытании, имеющем целью получение характеристики насоса и исследование его рабочего процесса, определяются а1 фактическая производительность Q в AjMUH (при определённых высотах всасывания и числах оборотов) б) полный создаваемый напор Н в. и в) мощность, потребляемая N (для паровых насосов индикаторная мощность силовых цилиндров Ni ), индикаторная N,-, полезная Ne, г) к. п. д. объёмный -г]о, гидравлический т) , механический полный т). [c.384]

В применены объемные гидромашины — гидромоторы с враш ательным и силовые цилиндры с возвратно-поступа-тельным выходным движениями Прежде всего нужно знать соот-ношёние между внешней нагрузкой гидромашины и давлением в ее магистралях (р , р . Крутяш,ий момент на валу гидромотора М. определяется тремя факторами перепадом давления между полостями Др = Pi Pi кПсм , удельным объемом (постоянной) гидромотора q см об и механическим к. п. д. г . Из рассмотрения баланса подведенной гидравлической энергии и снятой с вала механической энергии получают [28] соотношения [c.43]

Однако в действительных условиях к. п. д. системы с дросселированием на выходе несколько ниже, чем для систем с дросселированием на входе, вследствие более высоких потерь на трение в силовом цилиндре. 1 Необходимо отметить, что системы дроссельного регулирования обладают относительно низким к. п. д. Низкий к. п. д. систем обусловлен значительными потерями энергии, поскольку в на- % сосе подобной системы независимо от мош ности, потребляемой исполнительными двигателями, расходуется мощность, соответствующая полной производительности насоса и давлению, определяемому настройкой (регулировкой) переливного клапана. [c.406]

Большие скорости движения поршня обеспечивают высокую степень использования рабочего объема цилиндра СПГГ, а большая степень сжатия — высокий общий к. п. д. установки. Эти факторы обусловливают небольшой вес и малый расход топлива силовой реактивной ус- р тановки по сравне- кг1см нию с известными типами реактивиыл двигателей. ВО [c.39]

Работа чисто силовых установок без конденсации, т. е. с выпуском отработавшего пара в атмосферу (р2=1 ата), как это имеет место в большинстве паровозов, очень неэкономична так, например, при pi = 16 ата, i = 350° и рг = = 1 ата к. п. д. 1 =21,20/0, тогда как при тех же начальных параметрах и р2=0Д ата fi =33,3%. Однако работа с глубоким вакуумом в современных паровозах практически невыполнима, так как цилиндры конденсационной машины даже при вакууме 90% вследствие большого удельного объема пара при низких давлениях получают такие большие размеры, что не помещаются в принятых габаритах. Применение глубокого вакуума на паровозах возможно лишь путем замены поршневой машины паровой турбиной как более компактным двигателем. Имеется несколько исполненных турболокомотивов, но распространения ввиду кх сложности, а следовательно, и недостаточной надежности в эксплуатации они не получили. [c.310]

В зависимости от вида зубчатых передач редукторы делятся на цилиндрические, конические, червячные или комбинированные цилиндро-коническне, червячно-цилиндрические и др. По виду кинематической схемы редукторы бывают одно- или мпогосту-пепчатые, простые или планетарные. Широкое распространение получили цилиндрические редукторы как наиболее простые в изготовлении, надежные и экономичные в эксплуатации (рис. П1-39). В уникальных силовых редукторах мощность достигает 100 тыс. кВт. В редукторах общего применения к, п. д. может достигать 0,97- ,98. Основные параметры редукторов регламентированы ГОСТ 2185—66. [c.179]

Параметрические, тииоразмерные и конструктивные ряды машин иногда строят, исходя из пропорционального изменения их эксплуатационных показателей (мош,ности, производительности, тяговой силы и др.). В этом случае геометрические характеристики машин (рабочий объем, диаметр цилиндра, диаметр колеса у роторных машин и т. д.) являются производными от эксплуатационных показателей и в пределах ряда машин могут изменяться по закономерностям, отличным от закономерностей изменения эксплуатационных показателей. При построении параметрических, типоразмерных и конструктивных рядов машин желательно соблюдать подобие рабочего процесса, обеспечивающего равенство параметров тепловой и силовой напряженности машин в целом и их деталей. Такое подобие иногда называют механическим. Оно приводит к геометрическому подобию. Например, для двигателей внутреннего сгорания существуют два условия подобия 1) равенство среднего эффективного давления р, зависящего от давления и температуры топливной смеси на всасывании 2) равенство средней скорости поршня Va = = Stt/30 (S — ход поршня п — частота вращения двигателя) или равенство произведения Dn, где D — диаметр цилиндра. [c.47]

Безразмерные функции К(9) и S q) являются периодическими по углу q, т. е. К( + т,) = К(д), S(q + + Хд) = S q), где т, = 2тл, причем К(—= —К(д). Эти функции называются соответственно безразмерными компрессионной и индикаторной силовыми характеристиками одного цилиндра две [26]. Численный анализ выражений Kiq) и S q) в пространстве параметров в, Я, п, у., р показал, что в области значений, характерной для две различных типов, рассматриваемые функции являются существенно грубыми по отношению к величинам X, п, у,, р. Следовательно, безразмерные компрессионную и индикаторную силовые характеристики можно рассматривать приближенно как однонара-метрические зависимости от степени сжатия Ё [24]. Для ДВС с несмещенными КШМ центрального тина безразмерные характеристики Kiq) я S q). в пределах периода хорошо аппроксимируются следующими зависимостями [c.35]

На протяжении всего XIX в. продолжалось усовершенствование паровой машины. С 1800 г., когда окончилось действие патентов Уатта, конструкторы различных стран особенно активно включились в работу по улучшению технических показателей паросиловых установок с поршневым паровым двигателем. Хотя основные конструктивные детали паровой машины и термодинамические основы ее работы оставались неизменными, произошло качественное изменение паровой техники, выразившееся в повышении показателей интенсивности возросли давление и перегрев пара, число оборотов, удельные тепловые и силовые нагрузки и т. д. Использование перегрева пара, начатое еще в 60-х годах, особенно широко распространилось в 90-х годах. Появление быстроходных технологических машин и двигателей транспортных средств потребовало увеличения КПД паровых машин. Большое внимание постоянно уделялось также системам парораспределения, благодаря чему появились технически совершенные устройства. Этому в значительной мере способствовали разработки американского инженера Джорджа Корлиса. Регулирование в его конструкциях сочеталось с небольшим расходом пара и дало основу для изготовления машин большой мощности. На Филадельфийской выставке 1876 г. экспонировалась балансирная машина Корлиса мощностью 2500 л. с. п скоростью вращения 36 об/мин. Однако парораспределительные краны в его машинах не могли работать при перегретом паре, а балансир — при большом числе оборотов и потому не могли следовать за основной тенденцией развития паротехники последней четверти XIX в. Дальнейшее развитие паровых поршневых двигателей пошло по пути создания многоцилиндровых конструкций с многократным расширением пара это привело к повышению КПД в результате использования высокого перепада давлений и уменьшения теплообмена между паром и стенками рабочих цилиндров. В 90-х годах появились машины с двух-, трех-и четырехкратным расширением пара. Благодаря многим техническим усовершенствованиям к концу XIX в. термический КПД паровых машин возрос в 5 раз [1, с. 13—14]. Паровая машина как универсальный двигатель крупной машинной индустрии, транспорта и в известной степени сельского хозяйства (локомобили) занимала все более прочные позиции вплоть до 70—80-х годов. [c.47]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...