Коэффициент динамический для центробежной сил

Этот множитель, практически всегда больший единицы, является динамическим коэффициентом для центробежной силы. Величина его зависит лишь от частоты собственных колебаний системы и угловой скорости вращения колеса. Вводя значения периода собственных колебаний (формула (17)) и время Ti полного оборота колеса, найдем для динамического коэффициента такое выражение [c.340]

Допустимыми прогибами в диапазоне рабочих оборотов будут являться те, при которых значения возникающих реакций не превосходят допустимых. По известным реакциям при определенном значении допустимого остаточного прогиба упругой линии ротора легко подсчитать коэффициент неуравновешенности К, который представляет собой отношение динамической нагрузки R на подшипник от неуравновешенных центробежных сил к статической реакции от веса ротора [c.504]

Динамическую частоту колебаний первого тона для пакета лопаток на вращающемся роторе найдем по формуле (81), а коэффициент В, учитывающий увеличение жесткости пакета от действия центробежных сил, — по формуле (121). [c.159]

Закономерности изменения динамических составляющих осевых сил используемых одноступенчатых гидротрансформаторов с центростремительным, осевым и центробежным турбинными колесами и их абсолютные значения незначительно разнятся между собой в диапазоне г = 0,5-ь 1. Коэффициенты осевых сил насосного колеса больше чем турбинного. [c.57]

Коэффициент о чрезвычайно удобен для оценки кавитационных качеств гидравлических турбин и осевых насосов, однако применение его для оценки центробежных насосов оказалось затруднительным, так как максимальное падение динамического давления A/ig происходит на входе в рабочее колесо насоса и практически не зависит от условий выхода из колеса. [c.53]

Таким образом, в насосах с одинаковыми условиями входа потока в рабочее колесо, но с различными напорами падение динамического давления на входе Д/гэ будет одинаково, а кавитационные коэффициенты о различны вследствие различных значений напоров. Следовательно, введение величины напора в значение коэффициента, характеризующего кавитационные качества центробежных насосов, нежелательно. [c.53]

Коэффициент неуравновешенности. На основе изучения работы подшипников с зазорами было введено [239] понятие коэффициента неуравновешенности k, равного отношению динамической нагрузки /"ц на подшипник от неуравновешенных центробежных сил к статической реакции от веса ротора k — Для обес- [c.39]

С возрастанием скорости движения центробежная сила избыточных противовесов растет как квадрат скорости, но если мы примем во внимание возрастание и динамического коэс ициента, то придем к заключению, что напряжения, вызываемые в рельсе рассматриваемой динамической причиной, растут быстрее квадрата скорости. Приняв, например, в рассмотренном выше случае вдвое большую скорость, мы получили бы для динамического коэффициента вместо 1,07 величину 1,33. Соответствующие динамические напряжения возрастут в отношении 4-1,33/1,07=4,97. Особое значение приобретает динамический эффект в том случае, когда период вынуждающих колебания сил приближается к периоду собственных колебаний колеса на рельсе. Конечно, пока мы будем рассматривать лишь силы, период которых совпадает с временем оборота колеса, то упомянутого выше сближения периодов при встречающихся скоростях движения ожидать нельзя, но есть силы с более короткими периодами. Например, ведущей оси паровоза передаются силы инерции от движущихся взад и вперед частей. Для этих сил можно принять выражение qi os 2Ы и соответствующий динамический коэ ициент представится так [c.341]

Полученные уравнения дают представление о достоинствах и недостатках метода анализа размерностей. Главное достоинство метода — чрезвычайная простота и легкость получения безразмерных комплексов (отметим попутно, что приведенный способ составления комбинаций далеко не единственный в работах [48] и [63] рассматриваются иные, не менее простые, способы). Использование при этом я-теоремы дает возможность оценить по предварительным данным сложность результата анализа. К недостаткам метода следует отнести прежде всего некоторую неопределенность в составе критериев подобия (в примере произвольно выбраны независимыми т.1, 2 и /Л4) и полное отсутствие сведений об аналитическом виде функциональной зависимости между критериями. Кроме того, от интуиции исследователя зависит перечень физических параметров, принимаемых во внимание. Последнее обстоятельство наглядно поясняется на рассмотренном примере. Полученные уравнения выражают подобие процессов при установившемся движении через конкретный насос различных жидкостей, отличающихся значениями плотности. При этом не учтено влияние вязкости жидкости. Если включить в перечень исходных параметров величину (г (динамическая вязкость жидкости), то число определяющих критериев подобия увеличится на единицу за счет числа Re, характеризующего режимы течения жидкости. В данном примере допустимо этого не делать, так как в центробежном насосе реализуется лишь турбулентное течение, при котором коэффициент вязкого трения практически постоянен. Поэтому учет числа Re приведет лишь к масштабному изменению экспериментальных графиков. При желании распространить полученные условия подобия на серию насосов в число исходных величин должны быть введены размеры 1 , 1 , 1 yi критериальное уравнение примет вид [c.20]

В схеме на рис. 162, а статические давления измеряются в точках, лежащих на одном диаметре цилиндра, перпендикулярном оси основного потока в схеме на рис. 162, б — в наименьшем сечении труб Вентури. Выражение (Х1.44) представляет собой статическую характеристику идеального прототипа массового расходомера. В действительности наблюдаются значительные отклонения от линейности, вызванные неидентичностью потоков в ветвях и влиянием режимов течения. Для -измерений гетерогенных потоков схема на рис. 162, а непригодна из-за сепарации компонентов под действием центробежных сил. В расходомере, выполненном по схеме рис. 162, б, следует ожидать существенного влияния на коэффициент преобразования соотношения фаз, так как потери напора в двухфазных потоках резко зависят от отношения скоростей фаз. Ряд схем, аналогичных рассмотренным, приведен в [165]. Так как уравнение Бернулли, использованное для вывода (Х1.44), действительно только на установившихся режимах, то массовые расходомеры с датчиками переменного перепада давления непригодны для измерений в динамических режимах. [c.382]

Возникшая вследствие наличия эксцентриситета е центробежная сила изогнет вал, и он получит динамический упругий прогиб у. Теперь диск находится под действием силы упругости и центробежной силы. Первая направлена к центру, пропорциональна прогибу вала и равна ку, где к — коэффициент жесткости вала на изгиб. Вторая направлена от центра и равна /псо (у е). [c.39]

Решение. При крайнем нижнем положении груза Q на пружину действует наибольшая растягивающая динамическая сила P = knQ. Вследствие малой жесткости пружины при определении центробежной силы следует учесть растяжение оси пружины. Поэтому динамический коэффициент [c.303]

Под критическим числом оборотов вала машины понимается собственная частота изгибных (не крутильных) колебаний вала. Многоопорные валы имеют несколько критических чисел оборотов. Если эти числа ниже рабочего числа оборотов, то во время разгона и выбега при прохождении через резонанс может происходить резкое нарастание колебаний вала с передачей на фундамент значительных центробежных сил (динамический коэффициент зависит от скорости разгона и выбега). [c.254]

Полученное значение п должно быть не меньше допускаемого п > [п , приведенного в табл. 12.11 Q — разрушающая нагрузка (см. табл. 12.1—12.6) она и величины, входящие в знаменатель, должны быть выражены в одинаковых единицах. Так как в дальнейших расчетах за единицу силы принят ньютон, то табличные значения Q, выраженные в кгс, надо переводить в ньютоны Р — окружное усилие — динамический коэффициент, указанный выше 1(см. пояснения к формуле (12.13)] — нагрузка, испытываемая цепью от центробежных сил, Н Р , = qv , где q — масса 1 м цепи, кг V — скорость цепи, м/с Р — усилие от провисания цепи, Н [c.386]

Коэффициент пропорционален моменту инерции жидкости, заполняющей межлопаточную полость центробежного насоса, относительно оси его вращения. В дальнейшем при анализе динамической системы в целом инерционность массы жидкости, заполняющей межлопаточную полость центробежного насоса, будет введена в общий момент инерции турбонасосного агрегата, в связи с чем в уравнении движения турбонасосного агрегата член с коэффициентом будет отсутствовать. Коэффициент характеризует [c.270]

Можно полагать, что при распыливании ряда топлив центробежными форсунками на значения и п влияют следующие величины толщина пленки при выходе из сопла б скорость истечения этой пленки W коэффициент поверхностного натяжения жидкости а коэффициенты динамической вязкости жидкости и окружающей среды т] и г ок.р плотности жидкости и окружающей среды р и Рокр, конструктивные параметры R, г , Р, 0, т, [c.73]

Наиболее важные результаты былн получены в области исследования со- противления однократному статическому н динамическому разрушению с учетом начальных макродефектов на базе линейной и нелинейной механики разрушения. Это в первую очередь относится к разработке теории и критериев хрупкого и квазихруикого разрушений упругих и упругопластических тел с трещинами. К числу силовых, энергетических и деформационных критериев относятся критические значения коэффициентов интенсивности напряжений Ки и Кс, пределов трещиностойкости энергии разрушения Gi , G , Уь J , раскрытия трещин или бе, а также критические деформации в вершине трещин е . Для определения указанных характеристик известны многочисленные методики испытаний — на статическое растяжение плоских и цилиндрических образцов с трещинами, на статический изгиб и внецентренное растяжение плоских образцов, на внутреннее давление сосудов, на растяжение центробежными силами при разгонных испытаниях дисков. [c.21]

В работе Б. В. Шитикова [9] экспериментально установлены и теоретически обоснованы три режима работы подшипников вращающихся роторов и введено понятие коэффициента неуравновешенности k, который представляет собой отношение динамической нагрузки на подшипник от неуравновешенных центробежных сил к статической реакции от веса ротора [c.272]

Эти допуски соответствуют при п = 3000 об/мин коэффициенту неуравновешенности k = 0,07- -0,18. С увеличением скорости вращения динамические нагрузки на опоры от центробежных сил неуравновешенных масс возрастают пропорционально квадрату оборотов, и при очень больших скоростях практически невозможно обеспечить работу подшипников в первом режиме. Поэтому для роторов элек- [c.274]

В работе Г. Шимека [9] изложен метод, сущность которого заключается в том, что сначала производится динамическое уравновешивание на малых оборотах, где ротор ведет себя как жесткое тело. Далее при оборотах, составляющих не менее 50% от первой критической скорости, ротор уравновешивается системой грузов. В работе использовано понятие динамического коэффициента влияния как вектора прогиба в определенном сечении ротора, вызванного центробежной силой от единичного дисбаланса (в отличие от обычных статических коэффициентов влияния). [c.107]

Связывая величину допустимого прогиба с реакцией опоры, определяют коэффициент неуравновешенности К, который представляет собой отношение динамической нагрузки R на подшипник от неуравновешенных центробежных сил к статической реакции Рст от веса ротора К = Я1Рст- [c.134]

Для гидротрансформаторов с малыми коэффициентами про зрачности /7i и Пч характерно (oi = onst и незначительные изме нения Ст. Анализируя систему уравнений (20), можно сделать вывод, что для гидротрансформаторов с осевым и центробежным тур-бинными колесами не должно наблюдаться разницы в статических и динамических характеристиках. [c.66]

Условия работы гидропоршневых насосных агрегатов в Башкирии не так разнообразны, как в Бакинском нефтяном районе. Существенно отличаются лишь условия работы агрегатов в скважинах девонских месторождений от условий работы их в скважинах угленосных месторождений, но и то главным образом лишь из-за различия в качестве нефти и величине газового фактора. Действительно, хотя глубина залегания продуктивных пластов месторождений этих двух типов отличается существенно (у угленосных около 1000 м, а у девонских — 1500 н- 2000 м), глубина динамических уровней в скважинах месторождений обоих типов примерно одинакова, так как пластовое давление девонских месторождений поддерживается на высоком уровне при помощи заводнения. Наличие высоких динамических уровней позволяет обеспечивать большое погружение агрегатов в целях увеличения коэффициента нанолнения, так как скважины девонских месторождений имеют большие газовые факторы. Выделение газа из нефти при существующих технологических режимах отбора нефти начинается на глубине 1200—1300 м. Глубина подвески штанговых насосов составляет обычно около 1000 м, глубина подвески центробежных насосов с электроприводом — 1000— [c.243]

При ТОЧНОМ определении коэффициента грузовой устойчивости учитывают не только вес груза и вес крана, но и прочие нагрузки, а именно давление ветра на груз и на ферму крана Шф, динамические усилия ускорения и торможения груза, центробежную силу, действующую на груз нри вращении крана, а также иегори-зонтальность пути, если она возможна по условиям работы. Опрокидывающий момент Мип при таком точном расчете к определяется так же, как и при приближенном (т. е. только от полезного груза С). Моменты от вышеуказанных дополнительных нагрузок вводятся как отрицательные величины в восстанавливающий момент Ме-При таком точном методе расчета коэффициент грузовой устойчивости, но правилам Госгортехнадзора, должен быть /с, > 1,15. [c.309]

Приведенные 1раф)ики свидетельствуют о двойственном влиянии центробежных сил инерции от транг.порт иого вращения роторного БЗУ. Вначале при увеличении динамического г.ара-метра Л5 (например, при увеличении частоты вращения ротора) производительность и коэффициент выдачи роторного БЗУ по сравнению со стационарным БЗУ (Л5 = 0) увеличиваются, достигая максимума прп некотором предельном значении Л5], а затем начинают уменьшаться. Для равноразмерных ПО предельные значения динамического параметра Л5 находятся в диапазоне 0,3 [Я ,] [c.311]

Для этого необходимо было исследовать собственные частоты рамных конструкций. После того как впервые Гейгером были опубликованы формулы для собственных частот поперечных рам фундаментов, расчеты подобных рам были выполнены Элерсом и распространены также на случай стержней переменного сечения. Одновременно ряд статей и книга по общим вопросам колебаний стержневых систем были опубликованы Прагером. Автором настоящей книги были проведены исследования по выяснению сил, действующих на фундамент, с тем чтобы более точно установить расчетные нагрузки им было предложено рассматривать момент короткого замыкания как внезапно прикладываемую нагрузку, вводя в расчет соответственно его двойную величину. Далее было предложено величину центробежной силы считать равной утроенному весу вращающихся частей и статическую силу, эквивалентную ей, получать умножением этой величины на динамический коэффициент (зависящий от частоты) и на коэффициент усталости 2. Автором впервые было отмечено, что при определении частот собственных колебаний рам фундаментов, имеющих относительно короткие элементы со значительными размерами поперечных сечений, нельзя ограничиваться Зачетом только изгибных деформаций, а необходимо учитывать также сжатие колонн, так как при этом значения частот уменьшаются, как правило, на 20—30%- [c.233]

После этих первых работ возникла дискуссия между Элерсогл и автором, послужившая дальнейшему прояснению вопроса. 5>лерс утверждал, что предложенный автором динамический коэффициент не может быть надежно определен для фундаментов турбин, так как определение собственных частот носит весьма приближенный характер и, кроме того, предложенная величина центробежной силы не обоснована. Ссылаясь на уже выполненные фундаменты турбин, он предлагал вводить в расчет дополнительную силу 201 (где Ь—вес вращающихся частей), прикладываемую горизонтально и вертикально (при расчете нижней [c.233]

Трудности экспериментального определения динамических Характеристик шнеко-центробежного насоса, в первую очередь Коэффициентов усиления и входного импеданса насоса, связаны, Главным образом, с заданием вынужденных колебаний давления И расхода гармонической формы на входе в насос и с измерением Колебаний расхода в интересуюш,ем диапазоне частот. [c.253]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...