Коэффициент быстроходности относительный

Гидравлические машины с вращающимся рабочим колесом подразделяются на три типа радиальные, диагональные и осевые. Такая классификация довольно произвольна из-за отсутствия четкой границы между этими типами машин. При рассмотрении кавитационных характеристик важнее остановиться на общих для всех типов машин свойствах течений, чтобы применить к ним один и тот же метод. Вообще в машинах с малым коэффициентом быстроходности, т. е. машинах радиального типа, каналы имеют относительно большие длины и малые поперечные сечения. Поэтому имеется тенденция рассматривать течение в межлопастных каналах как течение через ряд изолированных каналов. [c.615]

Если учесть, что изменение коэффициента быстроходности свидетельствует об изменении типа машины, и предположить, что все лучшие конструкции выполнены с одинаковым приближением к идеальной конструкции с точки зрения бескавитационных условий работы, то кривая, проходящая через нижнюю точку для любого выбранного коэффициента быстроходности, должна быть линией постоянных кавитационных свойств. В настоящее время предел бескавитационной работы стандартных насосов, обычно применяемых в промышленности, характеризуется величиной 5 = 1300. Довольно распространены насосы специальных конструкций, имеющие критические величины S = = 1800—2000. Для преднасосов и других специальных устройств кавитация допустима. В литературе описываются конструкции насосов, работающих при относительно низких скоростях (конденсатные насосы), для которых 5 = 2000—3800. Ракетные топливные насосы проектируются на короткое время [c.644]

Коэффициент 8 имеет важное значение при динамических расчетах быстроходных двигателей на предельных режимах движения, в некотором смысле близких к стационарным или квази-стационарным относительно угловой скорости главного вала. Однако для ряда рабочих машин такое требование является необязательным, так как механика технологических процессов, выполняемых этими машинами, мало связана с указанными режимами. В таких рабочих машинах часто имеют место резкие изменения рабочих нагрузок в каждом цикле движения, соответствующие рабочим и холостым ходам исполнительных механизмов. Эти изменения, как правило, приводят к значительным колебаниям угловой скорости ведущего вала. [c.148]

В этом исследовании силы трения в сочленениях механизма не принимались во внимание. Так как в качестве примера рассматривался весьма быстроходный механизм, то, вообще говоря, следовало бы учесть, по крайней мере, те силы трения, которые возникают вследствие действия центробежных сил инерции в подшипниках сателлитов. При относительной угловой скорости сателлитов, близкой к нулю, режим трения в подшипниках сателлитов становится близким к режиму сухого трения, и коэффициент трения оказывается довольно большим, вследствие чего при малой относительной скорости к сателлитам прикладывается большой тормозной момент трения. Отсюда следует, что этот момент создает режим установившегося движения при относительной угловой скорости сателлитов, равной нулю. Таким образом, рассматриваемый механизм может работать при двух скоростях ведомого колеса 1 и тем самым он является двухскоростной коробкой скоростей. [c.178]

Коэффициент запаса прочности при рабочей (номинальной например, для быстроходных турбин с частотой сети 50 Гц и = 3000 об/мин) частоте вращения турбины должен быть не ниже, чем /(т=1,6, по отношению к минимальной величине предела текучести, приведенной в технических условиях. Предел текучести принимается при рабочей температуре однако практически вследствие относительно невысокой рабочей температуры он незначительно отличается от величины предела текучести при комнатной температуре. Всегда следует принимать предел текучести, полученный на тангенциальных образцах. Возможные остаточные напряжения (растяжения или сжатия) не учитываются они не должны превышать во всех зонах диска, включая обод, величину, оговоренную в технических условиях. [c.269]

Показатель политропы расширения подвержен большим колебаниям, чем на линии сжатия, и границы его могут быть значительно шире указанных. Так, при малом коэффициенте выделения тепла когда много тепла выделяется по линии расширения, показатель ее уменьшается, и наоборот. Увеличение числа оборотов двигателя тоже должно уменьшать п. Ввиду отсутствия у нас опытных данных для быстроходных двигателей мы ограничимся сказанным относительно показателя кривой расширения. Заметим, что показатель адиабаты при переменных теплоемкостях лежит в пределах 1,28-1,3 и, следовательно, расширение сопровождается отнятием тепла охлаждающей водой. [c.202]

Камеры сгорания с непосредственным впрыском получили широкое применение в быстроходных дизелях. Относительно небольшая поверхность камеры сгорания снижает тепловые потери и повышает коэффициент полезного действия. Двигатель с непосредственным впрыском отличается наибольшей топливной экономичностью и хорошими пусковыми качествами. [c.76]

На основании работы К. К. Баулина (1944), которая позволяла определять по заданным значениям коэффициентов давления и производительности расчетные величины циркуляции и теоретического давления (схема физического процесса, как у К. А. Ушакова) для ступеней различных схем, Е. Я. Юдин и И. С. Елин (1946) построили обобщающий график, по которому при известной для расчетного режима быстроходности и принятому значению произведения из густоты решетки и коэффициента подъемной силы у втулки находились оптимальные расчетные значения коэффициентов давления и производительности, кпд и относительного диаметра втулки. В этой же работе были получены графики для опреде ления расчетных параметров вентиляторов, работающих в установках с потерей определенной части динамического давления. Быстроходность вентилятора однозначно определяется давлением, производительностью [c.837]

Так как в этих выражениях члены, учитывающие моменты инерции масс на валах 2 и 3, содержат квадраты передаточных чисел в знаменателе, то влияние этих членов по сравнению с моментом инерции масс, находящихся на быстроходном валу двигателя /i, относительно невелико. Поэтому при определении приведенных моментов инерции крановых механизмов моменты инерции вращающихся масс тихоходных валов учитываются путем умножения момента инерции масс, находящихся на быстроходном валу, на коэффициент 1,1—1,2. [c.213]

Из рис. 9 видно, что с увеличением быстроходности машины регулированием скорости двигателя от нуля до скорости на естественной характеристике неравномерность движения также увеличивается, причем интенсивность нарастания неравномерности движения резко падает при приближении к естественной характеристике. В зоне регулирования полем относительный коэффициент неравномерности хода увеличивается на 4% при увеличении скорости в 2 раза. Влияние массы т (при данном радиусе кривошипа) на величину неравномерности хода отражено кривыми р = [c.33]

В быстроходной ступени редуктора при относительно небольших коэффициентах ширина большего колеса пары может оказаться меньше ориентировочного диаметра вала, на котором это колесо посажено. В данном случае длина ступицы колеса принимается равной 1... 1,2 диаметра вала, а размеры е , откладываются от торцов ступицы. Так как на настоящем этапе расчета расстояния между опорами неизвестны, ориентировочно диаметр вала в опасном сечении определяется из условий прочности при кручении в случае пониженных допускаемых напряжений [c.136]

Другой простой пример — влияние изменения размера гидравлических турбин. Предположим, например, что для некоторой ГЭС проектируются главные турбины мощностью 50 ООО л. с., а также одна вспомогательная турбина мощностью 5000 л. с. По-видимому, можно использовать турбину с тем же самым коэффициентом быстроходности и, следовательно, по существу одинаковой конструкции, если спроектировать ее геометрически подобной главным турбинам. Можно ожидать также, что все турбины будут иметь одинаковые эксплуатационные характеристики, в том числе и кавитационные. Однако следует иметь в виду следующее. Хотя напор и, следовательно, все линейные скорости у обеих турбин одинаковы, отношение их выходных мощностей составляет 10 1. Следовательно, отношение линейных размеров будет равно У10, или немного более 3 1. Поэтому, если для турбины мощностью 5000 л. с. наинизшая точка на выходе из рабочего колеса будет расположена на расстоянии 0,61 м от наивысшей точки, соответствующая разница положений наинизшей и наивысшей точек на выходе из рабочего колеса турбины мощностью 50 000 л. с. составит около 1,93 м. При этом изменение давления на выходе из рабочего колеса главной турбины будет больше, чем на выходе турбины меньшего размера. Следовательно, чтобы обе турбины имели одинаковые коэффициенты надежности относительно возникновения кавитации, главная турбина должна быть установлена на более высоком уровне. Причина этого понятна кавитация на направляющих поверхностях зависит от абсолютного давления. Разница в 1,32 м достаточно велика и может соответствовать разнице между условиями, когда кавитация заметна, и беска-витационными условиями. Например, в гидродинамической трубе было обнаружено, что в условиях, близких к возникновению кавитации, разница в уровнях 5,08 см вызывает заметную разницу в степени кавитации. [c.301]

Насосы и турбины с малыми значениями коэффициента быстроходности имеют бандаж на концах лопастей, и гидродинамическое уплотнение между высоконапорной и низконапорной сторонами вращающегося элемента осуществляется с помощью самопритирающихся или уплотнительных колец (фиг. 11.1). Утечки через зазор всегда происходят в полость очень низкого давления при относительно высокой скорости и в таком направлении, которое благоприятствует кавитации, по-видимому, вихревого типа. Однако конструкция этих колец позволяет осуществить гораздо более разнообразные условия течения через щель, чем конструкция концевого зазора осевых машин. Поэтому обычно можно значительно уменьшить утечки через зазор, чтобы обеспечить низкие скорости на выходе из зазора и свести к минимум тенденцию к кавитации. [c.624]

Таким образом, фирма Ладендорф производит очень большую номенклатуру герметичных бессальниковых электронасосов, предназначенных для разнообразных условий работы. Насосы отличаются относительно высокими напорами за счет многоступенчатого исполнения. Многоступенчатые насосы в секционном исполнении дают возможность более густого покрытия поля подач и напоров и одновременно повышают к. п. д. насосной части за счет увеличения коэффициента быстроходности. Кроме этого, при данном конструктивном исполнении в значительной мере упрощается производство насосов при использовании одинаковых насосных деталей для насосов с различным количеством ступеней. [c.135]

В нашем исследовании мы пренебре1 ли силами трения в сочленениях механизма. Так как в качестве примера мы рассмотрели весьма быстроходный механизм, то, вообще говоря, следовало бы учесть, по крайней мере, те силы трения, которые возникают вследствие действия центробежных сил в подшипниках сателлитов. При относительной угловой скорости сателлитов, близкой к нулю, режим трения в их подшипниках становится близким к режиму сухого трения, и коэффициент трения оказывается довольно большим, вследствие чего при малой [c.273]

Большое влияние на гидродинамические качества турбины и ее быстроходность оказывает число лопастей z, их относительная ширина lj,Jluir (отношение длины периферийной кромки лопасти к шагу на периферии / г) и отношение диаметра корпуса (ступицы) к диаметру рабочего колеса D , которое называют втулочным отношением /Свт = В корпусе со сферическим поясом, имеюш,им наибольшее применение, где наибольшим размером является диаметр сферы втулочный коэффициент определяется как по цилиндру/Сцл = так и по сфере/Ссф = При увеличении z и уменьшается кавитационный коэффициент турбины а ур и несколько снижается к. п. д. (из-за увеличения обтекаемой поверхности). [c.19]

V n isi, в шестисопловых турбинах она достигает 55 об/мин. Быстроходность на сопло в большой мере зависит от относительного диаметра струи, определяемого коэффициентом K p = d plDi, где стр — диаметр струи, или коэффициентом = DJd . Коэффициенты /С тр и Ка косвенно определяют степень заполнения ковша, а вместе с числом сопел — степень заполнения рабочего колеса водой, т. е. интенсивность использования энергии потока. Это подтверждает формула, выражающая мощность ковшовой турбины через скорость струи Истр = ф1/ 2 //, или [c.52]

Выбирая размеры вала, следует учитывать, что снижение жесткости кинематической цепи может привести также и к нежелательным результатам смеш,ению зоны резонанса и опасному увеличению крутильных колебаний. Величину Кд — коэффициента неравномерности распределения нагрузки по потокам — можно определить, если известны характеристика упругого элемента (рис. 5.5, б) и величина предельной угловой ошибки Аф в расположении зубьев шестерни тихоходкой пары относительно зубьев колеса быстроходной. Величину Аф можно найти на основании расчета размерной цепи по допускам на точность изготовления деталей. Наибольшая ошибка не может превышать угол, соответствуюш,ий половине окружного шага колеса (Аш л/г,) нли полов1ше окружного шага шлицев, если он меньше. [c.125]

Коэффициенты ширите зубчатого колеса и Рекомендуемые значения для быстроходной ступени цилиндрического многоступенчатого редуктора при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор (рис. 66,6) = 0,315... 0,5, при несимметричном (рис. 67) 0,25... 0,4 и консольном расположении одного или обоих колес (, = 0,2... 0,25. Меньшие значения принимают для передач с повышенной твердостью рабочих поверхностей зубьев (>HR 45). Для каждой последующей ступени передачи редуктора увеличивают на 20...30%. Для передвижных зубчатых колес коробок передач il3jo = 0,l. .. 0,2. [c.95]

С увеличением скорости скольжения коэффициент трения быстро уменьшается (участок 1—2), при этом трение переходит в полужид-костное, характеризующееся тем, что поверхности скольжения еще не полностью разде /ены слоем смазки, так что выступы неровностей соприкасаются. В точке 2 начинается участок 2—3 жидкостного трения толщина смазочного слоя возрастает от минимальной, достаточной лишь для покрытия всех выступов, до избыточной, перекрывающей все неровности с запасом. При жидкостном трении рабочие поверхности полностью отделены друг от друга, и сопротивление относительному движению их обусловлено не внешним трением контактирующих элементов, а внутренними силами вязкой жидкости. Теоретически наилучшие условия работы подшипника обеспечиваются в точке 2 — здесь сопротивление движению и соответствующее тепловьще-ление наименьшие, но нет запаса толщины слоя поэтому практически оптимальные условия будут в зоне справа от точки 2. Расчет подшипника, работающего в режиме жидкостного трения, выполняется на основе гидродинамической теории смазки. Однако такой режим может быть осуществлен лишь при достаточно большом значении характеристики режима к > Якр, где — значение характеристики режима в точке 2. Для опор тихоходных валов это условие в большинстве случаев не выполняется, а для быстроходных оно нарушается в периоды пуска и останова, когда частота вращения вала мала. [c.244]

Основной особенностью конструкции планетарных передач являются симметрично расположенные одинарные или сложные сателлиты, работающие параллельно и вращающиеся как относительно своих осей, так и вместе с ними относительно центральной оси. Отсюда вытекает ряд частных особенностей, учитываемых при расчете степень равномерности распределения нагрузки по сателлитам определение относительных чисел оборотов колес при расчете зубчатых зацеплений и подшипников обеспечение, кроме условий соосности, условия сборки и соседства при определении числа зубьев колес многосателлитных передач возможность циркуляции мощности в замкнутых контурах действие центробежных сил на узлы опор сателлитов у быстроходных передач односторонняя или двухсторонняя работа зубьев сателлитов в зацеплении с солнечным колесом и эпициклом даже при неизменном направлении вращения валов число полюсов зацепления при определении нагрузки в них и определении числа циклов нагружения разгрузка опор центральных колес благодаря уравновешиванию радиальных усилий при выборе коэффициента концентрации напряжений лучшее распределение нагрузки по длине зуба из-за меньшего изгиба валов, меньшей деформации картера и меньшего консольного действия сил при внутреннем зацеплении. [c.123]

IV — период догорания топлива и продуктов его неполного окисления. Высокие давления при сгорании и относительно большие коэффициенты избытка воздуха в дизелях определяют практическое отсутствие диссоциации продуктов сгорания и соответственно незначительность влияния процессов рекомбинации. Вместе с тем в быстроходных дизелях, несмотря на большие а, не удается осуществить совершенного смесеобразования и полного сгорания, и выпускные газы содержат некоторое количество продуктов неполного сгорания (сажи). Конец данного периода также условно определяется квазиадиабатической точкой, которая характеризуется равенством количества теплоты, выделяющейся в результате догорания топлива, количеству теплоты, отдаваемой в стенки цилиндра. [c.156]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...