Коэффициент расхода масла

Коэффициент расхода масла (см. рис. 8.15) i/i. .............0,478 [c.309]

Подставляя значение с из формулы (564), в которой а определяется формулой (566), найдем коэффициент расхода масла [c.458]

Коэффициент расхода масла через нижний вкладыш (под действием гидродинамического давления масла) находим по рис. 316 [c.465]

Безразмерные коэффициенты расхода масла и из уравнений (7) и (8) определяются. следующим образом [c.56]

Здесь О и — безразмерные коэффициенты расхода масла на входе и среднего между входом и выходом. [c.61]

Если затвор клапана поднят на высоту т , то выходящая струя масла вследствие сжатия и неравномерного распределения скорости в проходном сечении будет заполнять не всю высоту т , а лишь часть ее г 1 = р/Пд = где р — коэффициент расхода масла, проходящего через площадь прохода клапана. Поэтому скорость масла через проходное сечение больше еко-рости V при проходе к затвору. [c.300]

Изменение величины коэффициента расхода масла в зависимости от размера щели. [c.18]

Радиус оси ротора Го = 8 мм = 0,008 м. Коэффициент расхода масла через сопло а = 0,82. Коэффициент гидравлических потерь W = 0,15. Давление масла перед центрифугой [c.367]

Здесь (О, Ь, d имеют те же значения, что и в формулах (13.15) и (13.19) q — полный безразмерный коэффициент расхода масла, равный сумме трех частных безразмерных коэффициентов [c.388]

Тепловой поток от трения, Вт Безразмерные коэффициенты расхода масла через торцы [c.394]

Коэффициент расхода отверстия в поршне и окон в корпусе принять р, = 0,6. Плотность масла р = 850 кг/м. [c.177]

Пример 28. Определить потребный диаметр маслопровода, если известно, что потери напора не превышают hw = I м масляного столба на длине маслопровода I = 4,5 м при расходе масла Q = = 1 л/сек. Вязкость масла при = 50° С составляет v = 1,6 см /сек, коэффициент Л = 64. [c.174]

Задача 2.29. В гидросистеме с расходом масла Q = = 0,628 л/с параллельно фильтру / установлен переливной клапан 2, открывающийся при перепаде давления на Др = = 0,2 МПа. Определить вязкость v, при которой начнется открытие клапана, если коэффициент сопротивления фильтра связан с числом Рейнольдса формулой ф = А/Не, где А = = 2640 Re подсчитывается по диаметру трубы d = 20 мм р = 850 кг/м [c.44]

Задача 3.26. Определить время полного хода поршня гидроцилиндра при движении против нагрузки, если давление на входе в дроссель р =16 МПа, давление на сливе рс = = 0,3 МПа. Нагрузка вдоль штока f = 35 кН, коэффициент расхода дросселя ji = 0,62, диаметр отверстия в дросселе й(др=1 мм, плотность масла р = 900 кг/м , диаметры цилиндра 0 = 60 мм, штока d = 30 мм ход штока L = = 200 мм. [c.57]

Найденному значению Oj, соответствует определенный относительный эксцентриситет х- По этому значению из таблиц [25] находят коэффициенты сопротивления вращения Ф , средний расход масла q,n, расход масла на входе в смазочный слой qi. Для этих же целей при dlL = 1,5 и 0 120 можно воспользоваться графиками на рис. 8.16. [c.309]

Коэффициент трения в подшипнике определяют из зависимости / 1 зФ,/Ф ,, теплота трения fPu. Расходы масла Qi и [c.309]

Коэффициент среднего расхода масла (см. рис. 8.15) 0,415 [c.309]

Всасывающий трубопровод насоса имеет длину / = 5 м и диаметр d 32 мм, высота всасывания /i = 0,8 м (рис. 5.2). Определить давление в конце трубопровода (перед насосом), если расход масла (р = 890 кг/м , V = 10 мм /с), Q = 50 л/мин, коэффициент сопротивления колена = 0,3, вентиля = 4,5, фильтра = 10. [c.55]

Высокое давление масла в гидроприводе (10—20 МПа) обеспечивает значительные коэффициенты усиления по мощности, компактность и малые габариты и массу движущихся частей исполнительных элементов гидроприводов. С точки зрения надежности последних наиболее важна возможность использования простых по конструкции устройств предохранения от перегрузок, регулирования расхода масла и исполнительных двигателей. [c.120]

Коэффициент а определяется из баланса расхода масла [c.54]

Скребковые опорные подшипники. Повышение коэффициента трения в опытах ЦКТИ объяснялось турбулентным режимом течения в зоне глубокой выемки в верхней половине вкладыша, где этот режим зарождался раньше, чем на других участках. Для снижения потерь от турбулентного трения в ЦКТИ был разработан подшипник скребкового типа. В нем масло подводится к входной части масляного клина, а при выходе из рабочей зоны масло отводится, не попадая в верхнюю часть вкладыша. Эта новая конструкция открыла путь к снижению потерь от трения более чем в два раза и расхода масла па 35%. В то же время существенно уменьшилась и температура масла. Надежная работа и антивибрационные свойства такого подшипника были апробированы в эксплуатации. [c.62]

Здесь номера сеток обозначаются согласно ГОСТу 6613—53. Сетки кладут в два-три слоя. При этом очистка масла улучшается, а коэффициент расхода падает. [c.192]

Результаты обобщенных исследований истечения различных жидкостей разной вязкости (масло, керосин) через отверстия с малыми площадями проходных сечений показали, что коэффициент расхода при небольших числах Рейнольдса (Ре = 10-4-100) резко меняется (соответственно р, = = 0,3-4-0,65). В интервале чисел Рейнольдса Не = ЮОч-ЮОО коэффициент расхода почти постоянен и равен р, = 0,67. [c.281]

Заменой участка кривой расхода масла через окно следящего золотника (см. рис. 4.56) участком прямой линеаризуем уравнение расхода такая замена допустима лишь при незначительных смещениях золотника, и в расчетах должны быть учтены изменения значений коэффициента к. Принимаем [c.446]

С1 — расход масла через оба сопла в секунду р — коэффициент расхода сопла, приблизительно равный 0,9 [c.621]

Форму иглы 5 следует выбирать такой, чтобы с учетом изменения коэффициента расхода при изменении размеров прикрываемого иглой отверстия, через которое происходит сброс масла, [c.309]

Задача 8-34. Длл опзеделения вязкостя масла измеряется потеря напора при его прокачке через калиброванную трубку диаметром й = 6 мм. Каково значение динамического коэффициента вязкости масла, если при расходе Q = 7,3 M j ea показание ртутного дифманометра, подключенного к участку трубки длиной 1 = 2 м, равно /г = 120 мм. [c.224]

Определить расход масла через конический переливной клапан, диаметр которого d = 26 мм, если давление перед клапаном pi — = 12 МПа, давление На <У1иве — О, высота подъема клапана h = 0,5 мм, угол р = 45°, коэффициент расхода ц = 0,62, плотность масла р = 890 кг/м (рис. 6.9). [c.81]

Определить перестановочную силу, приложенную к золотнику четырбхлинейного распределителя (рис. 13.7) в момент открытия щели на величину л = 2 мм, когда скорость равномерного движения золотника составляла = 5 мм/с, а перепад давления Ар = I МПа. Диаметр золотника D — 20 мм, радиальный зазор <11ежду гильзой и золотником б = 0,05 мм, коэффициент расхода [г = 0,6. Рабочая жидкость — масло ИС-50 с температурой Т = 50 °С. Принять а = 69°. Решение. Вычисляем величину проходного сечения щели золотника [c.171]

Структурная схема моделируемой системы представлена на рис. 1. На основании проведенных экспериментальных исследований [3] механизм позиционирования руки робота представлен в виде трехмассовой системы с упругими и демпфирующими свойствами. Движение руки описывалось при помощи уравнений Лагранжа. Система охвачена отрицательной обратной связью по положению, где — коэффициент обратной связи — задаваемое положение руки / — ток двухкаскадного электро-гидравлического преобразователя типа сопло—заслонка—золотник с упругой обратной связью (сервоклапан) q — расход масла, поступающего в цилиндр i — передаточное отношение механизма, преобразующего поступательное движение поршня гидроцилиндра во вращательное движение руки робота F —- приведенная сила трения. Амплитудно-частотные характеристики сервоклапанов, используемых л данной конструкции робота, показали, что они [c.67]

На основании опытов, проведенных в ЦКТИ, было установлено, что коэффициент сопротивления подшипников диаметром 450—600 мм сильно возрастает при определенных числах Re = wA/v. При Re—1000 турбулентный режим возникает в слабо нагрул<енных зонах подшипника, а при Re 3000 — в несущей зоне смазочного слоя. Второму режиму турбулентного течения соответствует резкое увеличение мощности трения. Так, при диаметре шейки 600 мм и ft = 3000 об/мин эта мощность достигала 850 кВт при расходе масла 920 л/мин, и температура баббита становилась предельной. При этом в восьми подшипниках указанного размера в турбогенераторах с тремя ЦНД потеря мощности достигала бы 6800 кВт. Эта мощность более чем вдвое превышает ее расчетную величину для ламинарного течения. Почти половина мощности трения приходится на ыенагруженные участки подшипника. Эксперименты также показали, что коэффициенты жесткости при ламинарном и начинающемся турбулентном течениях близки к расчетным, полученным в предположении ламинарного течения. Касательные напряжения определяются из выражения [c.62]

Температурный коэффициент Для дросселя Г77-11, конструкция которого близка к диафрагме, при расходах масла в пределах от 80 до 200 m Imuh имел такие значения Кт О.б-нО, см Ыин X X град для регулятора с дросселем диафрагменного типа = 0,15-7-0,2 см /мин град. При больших расходах, т, е. при больших проходных сечениях в дросселях, изменение расхода в интервале температур масла от 15 до 50° С сказывается в значительно меньшей степени. [c.37]

Расчет гидравлического следящего привода с четырехкромочным золотником копировального устройства. Задано площадь поршня F = 30 см -, диаметр золотника d — ,2 см передаточное отношение рычага ш упа i = 0,7 масса суппорта т = = 0,05 кг - сек 1см наибольший ход поршня Я = 10 см давление в гидросистеме Рп = 30 кГ1см коэффициент расхода следящего золотника (J, = 0,7 сила трения в направляющих суппорта Rt = 30 /сГ начальное открытие проходного сечения окна золотника в среднем положении ho = 0,001 см-, модуль упруго- Tii масла = 1,4- Ю кГ1см . [c.82]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...