Коэффициент нагрузки винта

Корректность постановки задачи 142 Коэффициент нагрузки винта 131 [c.422]

Введем в качестве характеристики винта или компрессора коэффициент нагрузки [c.145]

Рис. 66. Полетный к.п.д. идеального механического движителя (винта) для дозвуковых и сверхзвуковых скоростей полета как функция коэффициента нагрузки.

Эту же схему следа можно использовать для того, чтобы вместо фактора F, корректирующего распределение нагрузки концевой части лопасти, получить эквивалентный коэффициент концевых потерь В, позволяющий рассчитать нагрузки винта и его аэродинамические характеристики. Нужно найти эквивалентный винт с бесконечным числом лопастей (и с меньшей эффективной площадью диска), который при заданной мощности развивает ту же силу тяги, что и винт с конечным числом лопастей. Если бы вихревые слои были бесконечно близкими, то воздух между ними полностью переносился бы вниз со скоростью ио, а воздух вне следа оставался бы в состоянии покоя. Когда расстояние между слоями конечно, часть воздуха перемещается вверх, обтекая кромки слоев, и тем самым уменьшает направленное вниз количество движения. Приравнивая уменьшение (1 — B)vo количества движения для активного диска с меньшей площадью уменьшению количества движения, обусловленному конечным числом лопастей, можно найти коэффициент концевых потерь В [c.96]

При заданном полетном весе эта нагрузка определяет оптимальный радиус несущего винта. С увеличением профильной мощности оптимальная нагрузка на диск возрастает, а значит, радиус винта уменьшается. Экстремальной нагрузке соответствует коэффициент совершенства винта [c.277]

Определение коэффициента внешней нагрузки %. Как видно из формулы (15.2), для определения коэффициента % должны быть известны значения коэффициентов податливости винта и деталей д. [c.351]

При заданном коэффициенте нагрузки к. п. д. винта увеличивается с ростом ф. [c.131]

Кт — коэффициент неравномерности нагрузки по винтам резьбы с учетом пластических деформаций /Ст = 0,56...0,75 (большие значения для крупной метрической резьбы) Р — шаг резьбы, мм [c.55]

При достаточно точном расчете действующей нагрузки и учете начальной затяжки [s]=l,5...3. Для винтов из углеродистых сталей коэффициент безопасности выбирают меньше, чем для винтов из легированных сталей. Для винтов малых диаметров (d lQ мм) при неконтролируемой затяжке верхние пределы коэффициента безопасности увеличивают до 4...5 и больше из-за возможности значительной перетяжки, не учитываемой расчетом. [c.65]

Расчет соединений при действии центральной отрывающей силы. При действии на затянутое соединение (рис. 7.24, а и б) центральной отрывающей внешней нагрузки F только часть ее %F дополнительно нагружает винты, а остальная часть (I —идет на разгрузку стыка (х — коэффициент основной нагрузки). [c.114]

При большой податливости винта Я и малой податливости деталей стыка 1д коэффициент X мал и почти вся внешняя сила идет на разгрузку стыка. При большой податливости деталей и стыка Кг,, например, при наличии толстых упругих прокладок и малой податливости винтов большая часть внешней нагрузки передается на винты. [c.115]

Среднее значение Ос и коэффициент вариации Не напряжения винта от суммарной нагрузки соответственно равны [c.119]

Выше указывалось, что все крепежные резьбы удовлетворяют условию самоторможения. Но самоторможение надежно реализуется только при постоянной нагрузке. При действии переменных (вибрационных и ударных) нагрузок резко снижается коэффициент трения в резьбе, условие самоторможения нарушается и наблюдается самоотвинчивание гаек и винтов, которое может привести к раз- [c.285]

Грузовые винты работают на сжатие (реже растяжение) и кручение. Диаметр винта определяют из условия прочности на сжатие (или растяжение), а для учета деформации кручения вводят коэффициент /Со (см. стр. 412) и определяют внутренний диаметр винта, несущего осевую нагрузку Q, по формуле [c.415]

Расчет винтов (болтов), устанавливаемых с зазором. Если соединение выполнено так, как показано на рис. 14.12, в, то вся внешняя нагрузка передается с детали 1 на деталь 2 только посредством трения в плоскости разъема. Полагая, что сила трения распределяется между отдельными участками поверхности разъема так же, как нагрузка между винтами, работающими на срез, получим, что сила трения Е,, наиболее нагруженной зоны должна быть больше Е ], т. е. Ff = nF i, где п > 1 —коэффициент запаса. Так как F = /fou. где / — коэффициент трения, а foe — сила начальной затяжки винта, то [c.372]

Установив тензометр на поверхности испытываемой детали (образца) и прижав его к последней с помощью струбцины 21 , создают начальную нагрузку и, вращая диск лимба, вывинчивают микрометрический винт до его соприкосновения с контактом пера. При этом электрическая цепь замыкается, что узнается по электрическому сигналу. В момент появления сигнала по шкале лимба снимается отсчет Ль после чего вращением лимба в обратную сторону электрическая цепь прерывается и прекращает действие сигнала. Затем нагрузка увеличивается. Под действием повышенной нагрузки исследуемый элемент деформируется, вследствие чего участок I (база прибора) изменяет свою длину на величину А1, а призма с пером поворачивается в ту или другую сторону, что вызывает изменение расстояния между контактами. Вращая снова лимб, доводят контакты винта и пера до соприкосновения, определяемого по электросигналу, и снимают по лимбу следующий отсчет Лг. Разность показаний прибора Аг—А = АА пропорциональна величине абсолютной деформации Д/, т. е. Д/ = /С-ДЛ, где К—коэффициент пропорциональности, равный цене одного деления шкалы лимба. Значение коэффициента К определяется из следующих соображений. Так как шаг. микрометрического винта равен 0,5 мм. а шкала лимба имеет 100 делений, то его поворот относительно указателя на одно деление соответствует поступательному перемещению винта на величину 0,5/100 = 0,005 дз . Следовательно, разность отсчетов АЛ является мерой перемещения 5 конца пера, т. е. 5 = 0,005 АЛ. Так как призма с пером образует двуплечий рычаг с отношением плеч ------= 5, то перемещению [c.58]

Большинство деталей современных машин работает при переменных циклических нагрузках (валы, оси, зубчатые колеса, крепежные винты, пружины и др.). Предел выносливости при переменной нагрузке возрастает медленнее, чем предел прочности, вследствие изменения эффективного коэффициента концентрации, напряжений и коэффициента влияния абсолютных раз- [c.223]

Коэффициент трения определяли на трехшпиндельной машине, схема нагружения рабочего узла которой представлена на рис. 4.13. Нагрузка к рабочему узлу передавалась через редуктор 1, винт с гайкой 2 и градуированный пружинный динамометр 3. Коромысло узла нагружения 4 исследуемого подшипника, смонтированное на ножевых опорах, выполненных из твердого сплава, удерживалось от проворота под действием момента трения, возникающего при вращении вала, тягами, один конец которых крепился к гибкой балочке 5 из пружинной стали. В процессе испытаний контролировали силу трения и температуру [c.127]

На рис. 6.7 приведены данные о распределении напряжений в зоне сопряжения силового винта при воздействии осевой нагрузки. Изменение конструкции головки винта позволило в 2,2 раза снизить максимальные местные напряжения в точках А ж В зоны перехода (рис. 6.7, а ж б) ж теоретические коэффициенты концентраций напряжений от 4,3 до 1,7—2,0. [c.125]

Эту величину называют коэффициентом основной нагрузки. Обычно при соединении металлических деталей стальным винтом коэффициент х принимает значения 0,2...0,3. [c.54]

Использование контролируемой затяжки позволяет более точно определить расчетную нагрузку на винты. При этом коэффициенты запаса при расчетах по максимальным напряжениям снижают в 1,5...2 раза по сравне-Рис. 2.30. Пример снижения нию С неконтролируемой затяжкой, коэффициента основной ЧТО приводит к снижению диаметров нагрузки X винтов на 20...30 %. [c.66]

Для резьбы винта максимальное напряжение определяется умножением напряжения, полученного по формуле (12.10), на коэффициент Н концентрации нагрузки. В этом случае интенсивность нагрузки Р 1 является средней погонной нагрузкой (на 1 см) на виток в пределах зацепления [c.334]

В формуле (10.34) вместо отношения я можно задаваться ф, необходимые значения которого для винта в идеальном процессе можно обеспечивать с помощью специальных кольцевых насадков (насадков Брикса-Корта на водяных винтах), изображенных на рис. 64. С помощью такого рода насадков можно увеличивать площадь потока, забираемого в струю винта. Очевидно, что применение таких насадков может быть выгодно при больших значениях коэффициентов нагрузки В (большие тя- [c.146]

С другой стороны, если с , то дополнительная нагрузка Рх приводит к изменению давления на поверхности разъема, но при этом нагрузка на винт остается прежней. Это важно в тех случаях, когда Рх меняется во времени, т. е. имеет вибрационный характер. Дело в том, что эффективный коэффициент концентрации в нарезанной части винта очень высок (3,5—4,5) и поэтому винт может выдерживать вибрационную нагрузку лишь при очень низких напряжениях. Если же Сд с , то главную часть нагрузки винта составляет постоянное статически действующее начальное натяжение, а амплитуда переменной части его общей нагрузки мала. Кроме того, при значительной вибрационной нагрузке легче происходит самоотвинчивание. Чтобы уменьшить Сд, применяют винты увеличенной длины, уменьшают сечение ненарезанной части, а также предусматривают специальные упругие шайбы. [c.367]

Даже это простое выражение позволяет сделать некоторые выводы о компоновке лопасти. Напомним, что сравнение несущих винтов по их коэффициентам соверщенства следует проводить при одинаковой нагрузке на диск. Тогда при заданной величине Ст для достижения больщих значений М требуется малая величина а с . Однако если коэффициент заполнения винта слищком мал, то для создания необходимой силы тяги потребуются большие углы атаки, при которых профильное сопротивление велико. Таким образом, коэффициент заполнения (хорда лопасти) несущего винта должен быть настолько мал, насколько это совместимо с достаточным запасом по срыву. Распределение нагрузки лопасти (т. е. крутка лопасти и ее форма в плане) влияет и на индуктивную, и на профильную мощность, но для исследования этого влияния нужен более обстоятельный расчет. [c.68]

Мы видим, что чем меньше коэффициент нагрузки с , тем ближе к единице наоборот, чем больше коэффициент нагрузки с , тем меньше г]г . Формула (121) дает верхнюю границу для коэффициента полезного действия винта, который должен создавать требуемую тягу 8 при помощи заданной ометаемой площади Р при заданной скорости V движения самолета или корабля. Кроме того, формула (121) является очень удобным базисом для сравнения результатов опытов. Отношение измеренного коэффициента полезного действия г] к теоретическому коэффициенту полезного действия г]г дает величину упомянутого выше гидравлического коэффициента полезного действия 7р. [c.308]

Приведенные выше значения коэффициента трения, свидетельствующие о значительных запасах самоторможения, справедливы только при статических нагрузках. При переменных нагрузках н особенно при вибрациях вследствие взаимных микроемещений понерхиостей трения (например, в результате радиальных упругих деформаций гайки и стержня винта) коэффициент трения суш,ественно снижается (до 0,02 и ниже). Условие самоторможения нарушается. Происходит самоотвинчивание. [c.24]

Винт домкрата путеукладочной машины приводится в движение через червячный редуктор (рис. 16.4). Выяснить исходя из приведенных ниже данных, что ограничивает предельную нагрузку рассматри ваемой конструкции прочность винта, его устойчивость, контактная прочность зубьев червячного колеса или их прочность на изгиб. Винт изготовлен из стали Ст.4, резьба винта трапецеидальная однозаходная по ГОСТу 9484—60, наружным диаметром 44 мм и шагом 8 мм. Свободная длина винта 1,8 м, коэффициент запаса устойчивости [п ] — 4 (при расчете на устойчивость рассматривать винт как стойку, имеющую один конец, защемленный жестко, а второй свободный). Червячное колесо изготовлено из чугуна СЧ 18-36 число зубьев 2 = 38 модуль зацепления = = 5 мм. Червяк однозаходный диаметр делительного цилиндра = 50 мм угловая скорость вала червяка = 48 рад1сек. Недостающие для расчета данные выбрать самостоятельно. [c.262]

Пример 2. Винтовая стяжка (рис. 4.18) имеет левую н правую резьбы по СТ СЭВ 182—75. Рассчитать винт и гайку стяжкн при условии, что сила F, действующая на стяжку, равна 30 ООО Н. Построить эпюры продольных сил и крутящих моментов для винта и муфты. Определить КПД винта. Коэффициент трения резьбы /=0,18. Нагрузка статическая, затяжка — неконтролируемая. [c.67]

Допускаемые напряжения в винтах и коэффициенты безопасности при постоянных нагрузках. Допускаемые напряжения [а]р выбирают в зависимости от предела текучески От материала [c.110]

И износа. В условиях применения масла И-20А вследствие-шероховатости контактирование происходит в отдельных местах с деформированием внедрившимися неровностями винта менее жесткого поверхностного слоя гайки. Коэффициент трения изменяется в пиироком диапазоне и в основном зависит от изменений, происходящих в зоне трения (контактные нагрузки, нарушение граничной пленки масла, смеш,ение пятна контакта по длине витков во времени и др.). Повышение температуры масла приводит к ускорению [c.75]

Алюминиево-железная бронза обладает высокой твердостью и прочностью, устойчива против коррозии. Ее можно-отливать и обрабатывать давлением. Малый коэффициент трения и хорошая прирабатываемость этого сплава делают его очень ценным материалом для изготовления деталей, работающих под сравнительно небольшими нагрузками, — втулок, венцов червячных колес, шестерен, гаек ходовых винтов-и др. Когда же нагрузки на подшипники и венцы шестерен велики и детали подвергаются сильному износу, применяют бронзу марки Бр.АЖМЦ 10-3-1,5 (добавка марганца повышает износостойкость бронзы). [c.158]

Для деталей высокой механической прочности, с удовлетворительными диэлектрическими свойствами, стойкостью к истиранию, абразивостой-костью, малым коэффициентом трения, хорошим сцеплением с металлами. Поддается сварке и склейке. Изготовляют подшипники. винты.зубчатые колеса и др. детали, работающие в интервале температур от —60 до 100° С. Зубчатые колеса из полиамида хорошо поглощают ударные нагрузки, долговечны, бесшумны и работают в условиях недостаточной смазки [c.14]

Конструктивные и технологические способы повышения прочности резьбовых деталей. При действии на соединение переменных нагрузок разрушение, как правило, происходит на резьбовом участке винта. Поэтому любые приемы, повышающие выносливость резьбового участка, должны рассматриваться как повышающие работоспособность соединения в целом. Основной причиной пониженной выносливости является высокая концентрация напряжений во впадинах витков резьбы, особенно в зоне первых рабочих витков (вблизи опорной поверхности гайки). Поэтому снижение местной нагрузки в зоне наибольшей концентрации позволяет повысить до 60 % циклическую прочность резьбовых соединений. На рис. 2.26 в качестве примеров приведены варианты выполнения гаек и винта в резьбовой зоне с улучшенным распределением нагрузки по виткам резьбы (Р — коэффициент повышения предела выносливости по сравнению с обычным исполнением). Некоторое повышение предела выносливоЬти (до 20 %) можно получить путем выполнения отверстия под резьбу в гайке со стороны опорной поверхности на конус (рис. 2.27). В этом случае нагрузка Fj на виток винта со стороны опорной поверхности прикладывается на большем плече а [c.63]

Снижение коэффициента основной нагрузки %. В соединениях, работающих при переменных нагрузках, снижение % является эффективным способом повышения прочности резьбовых соединений. Практически это может быть осуществлено путем увеличения податливости винтов в нерезьбовой части (рис. 2.29), либо повышением жесткости стыка, например, за счет снижения шероховатости стыкуемых поверхностей, лучшей их пригонки, увеличения жесткости прокладок в случае необходимости их применения. Иногда для снижения х под головку винта или под гайку устанавливают тарельчатые пружины 1, 2 (рис. 2.30). [c.65]

К резьбовым соединениям по своим свойствам близки ходовые передачи винт— гайка. Коэффициенты поглощения при изгибдых колебаниях в таких передачах определяли на образцах, имеющих размеры 0 50 X 8 и 70 X 10 мм, В передачах без смазки коэффициент поглощения практически не зависит от начальной нагрузки ф = 0,17 -4- 0,20. При наличии смазки до 1 мг/см и возрастании постоян- [c.142]

Таким образом, программа предусматривает расчет конструкций из элементов коротких цилиндрических, сферических, конических, эллиптических оболочек постоянной толщины, цилиндрических оболочек линейно-переменной толщины, нолубесконечных оболочек, круглых и кольцевых пластин и различных кольцевых деталей (табл. 2) при различных (с учетом разработанной классификации) видах и упругих характеристиках разрывных сопряжений (сы. табл. 1), при краевых условиях в усилиях, смещениях, смешанных, а также при краевых условиях в виде сопряжения оболочек с упругими элементами заданной жесткости. Типы нагружения — силовые нагрузки в виде усилий затяга шпилек фланцевых соединений, затяга винтов узлов уплотнения, равномерного, линейно-переменного давления, распределенных по параллельному кругу изгибающих моментов и перерезывающих усилий, осевых усилий, центробежных сил температурные нагрузки в виде краевых температурных коэффициентов влияния — перемещений для элементов, рассматриваемых как свободные (при температуре, постоянной по толщине и изменяющейся вдоль меридиана) либо усилий для элементов, рассматриваемых как часть бесконечных оболочек (при переменной по толщине температуре). [c.85]

Заметим, что мощность на валу несущего винта и аэродинами ческий момент связаны соотношением P = QQ. Отсюда следует равенство коэффициентов Ср = q. Отношение силы тяги к площади диска (Т/А) называют нагрузкой на диск, а отношение мощности к силе тяги — удельной мощностью по тяге. Средней нагрузкой лопасти называют отношение силы тяги к суммарной площади лопастей, т. е. T/ NAn)=T/ aA), или безразмерное отношение коэффициента силы тяги к коэффициенту заполнения Ст/а). [c.40]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...