Относительный для одной ступени

На рис. 8.14 изображена /,5-диаграмма многоступенчатой турбины. Как и для одной ступени, внутренний относительный КПД турбины в целом определяется отношением [c.201]

Для обработки детали на универсальном токарном станке (технологические процессы I класса) с последовательным перемещением резца вдоль всей поверхности детали (рис. 2, а) требуется как минимум три относительных перемещения детали и инструмента, максимальное время обработки и минимальные затраты энергии. Имеются перерывы при переходе резца с одной поверхности детали на другую. Последовательная обработка ступеней детали проходным резцом на универсальном токарном станке потребует следующих затрат времени для обработки ступени I = 1,5 с ступени II р2 = 2,0 с ступени III рз = = 2,5 с. Суммарное время обработки составит р = р1 -Ь р2+ <рз = 6 с. При суммарной длительности вспомогательных ходов = 2 с цикл обработки Тц = -h = 8 с. Технологическая и цикловая производительности будут соответственно Я,, = = 60//р = 10 шт./мин Яц = 60/Гц = = 60/( р + /в) = 7,5 шт/мин. Предположим, что в этом случае затраты энергии будут приняты за условную единицу и расход энергии характеризуется постоянной величиной (рис. 2, а). [c.284]

Предельная несоосность одной ступени относительно другой для соединений с двумя разнесенными ступенями может быть задана при условии параллельного смещения осей (фиг. 1II) [c.124]

Определим работу, которую совершает в пределах одной ступени паровой турбины I кг пара. Для этой цели примем приведенные выше обозначения, угол между окружной скоростью щ и абсолютной с, при входе пара обозначим через аь угол между окружной скоростью Ui н относительной w l при входе пара через Pi и соответствующие углы при выходе через а г и р г-Для определения работы 1 кг пара, проходящего через каналы рабочих лопаток, воспользуемся следующей теоремой из механики. [c.206]

При вводе теплоты Q в пределах какой-либо одной ступени подогрева его влияние составит hN=ejQ и подстановка N в (2.33) приводит к следующему выражению для относительной поправки [c.83]

Согласно ГОСТ 24643—81 для каждого вида допуска формы и расположения поверхностей установлено 16 степеней точности. Числовые значения допусков от одной ступени к другой изменяются с коэффициентом возрастания 1,6. В зависимости от соотношения между допуском размера и допусками формы или расположения устанавливают следующие уровни относительной геометрической точности А — нормальная относительная геометрическая точность (допуски формы или расположения составляют примерно 60% допуска размера) В — повышенная относительная геометрическая точность (допуски формы или расположения составляют примерно 40% допуска размера) С — высокая относительная геометрическая точность (допуски формы или расположения составляют примерно 25% допуска размера). [c.148]

Редукторы с использованием конических передач менее распространены, их применяют обычно для передач малых и средних мош,ностей между пересекающимися осями ведущего и ведомого валов. Угол пересечения, как правило, составляет 90°. Эта же задача, т. е. передача момента валами, расположенными под углом 90°, но с перекрещивающимися осями и с передаточным отношением и = 8...80 на одну ступень, может быть реализована червячными передачами. Червячные редукторы отличаются плавностью и бесшумностью работы, но в то же время имеют относительно низкий КПД (т) = 0,5...0,8) и высокую стоимость, обусловленную необходимостью применения дорогостоящих материалов и сложностью изготовления. [c.258]

Как уже отмечалось, применение в активной турбине одних ступеней скорости экономически невыгодно, так как понижается относительный к. п. д. турбины. Поэтому для понижения окружной скорости рабочего колеса вместо ступеней скорости применяются в активных турбинах ступени давления. При этом относительный к. п.д. сохраняется достаточно высоким. [c.114]

Признаками, являющимися одновременно и характеристикой детали и сравнительными ее показателями относительно комплексной детали, могут быть ее определенные размерные параметры. Для деталей вращения таким элементом является цилиндрический участок поверхности, характеризуемый постоянными или закономерно изменяющимися различными характеристиками. Применительно к валам таким элементом будет являться ступень. Любой вал можно рассматривать как совокупность ступеней и каждую из них сравнивать со ступенями комплексной детали. Удобнее рассматривать в общем случае любой вал как последовательное сочетание двухступенчатых элементов. Если общее число ступеней является нечетным, одну ступень можно рассматривать как двухступенчатую, у которой длина одной из ступеней равна 0. Сочетание двух ступеней дает [c.41]

Центробежные вентиляторы отличаются простотой конструкции и высокой производительностью и могут строиться для всего практически необходимого для паровых котлов диапазона напоров (разрежений). Однако к. п. д. центробежных вентиляторов недостаточно высок (не выше 70— 75%), и в этом отношении они уступают осевым вентиляторам, к. п. д. которых доходит до 85—90 о. Недостатком осевых вентиляторов является относительно небольшое давление, развиваемое ими в одной ступени. [c.347]

В то время как увеличители товарной позиции 9013 имеют только одну ступень увеличения относительно малой мощности, сложный оптический микроскоп этой товарной позиции имеет вторую ступень увеличения для наблюдения уже увеличенного изображения объекта. [c.103]

Зависимые допуски соосности и симметричности рассчитываются исходя из гарантированных (наименьших) зазоров в соединении. Для двухступенчатых соединений при вписанном и смежном расположении ступеней (рис. 2.16, а и б) допуск соосности одной ступени (поверхности) относительно другой определяется по формуле [c.441]

Для оценки показателей динамики при /с 200 мм изготовлены специальные опытные тележки, в которых реализованы значения 1(. = 60, 100, 120 мм прогиба в одной ступени и /с=60/55 60/110, 100/33, 100/66, 120/110 мм в первой и второй ступенях. Демпфирование во второй ступени осуществлялось гидравлическими, а в первой фрикционными демпферами. При эксплуатационных испытаниях частоты колебаний получены близкими к собственным при сбросе тепловоза с клиньев , они несколько ниже расчетных. Коэффициент чувствительности подвешивания X— = 0,44-0,6. Основные результаты испытаний приведены в табл. 19 для трех значений относительного демпфирования (р==2,8 1,4 и О кН-с/см). [c.101]

Максимальный к. п. д. (см. рис. 1.5, 1.6) в поста- новке II достигается при значительно меньших, чем в постановке I, значениях относительной расходной составляющей скорости aj/ fl. Таким образом, при одной и той же величине угла ра значениям к. п. д. (рис. 1.7, а) в постановке II соответствует большая площадь выходного сечения рабочего колеса, т. е. большая высота рабочей лопатки /а- Представляет интерес, однако, сравнение при одинаковой площади выходного сечения. Результаты такого сравнения иллюстрирует рис. 1.7, на котором кривые к. п. д. т]и (см. рис. 1.6) перестроены в функции от относительной высоты лопатки /д (в качестве масштаба принята длина лопатки при значении угла ра = 160°). Изменение /"а, представленное на рис. 1.7, соответствует тому же диапазону значений р2. что и на рис. 1.6, причем при сравнении предполагалось, что средний диаметр рабочего колеса на выходе (или коэффициент радиальности) и расход рабочего тела сохраняются постоянными. При одинаковой высоте рабочей лопатки к. п. д. ступени в постановке I выше. Видно также, что в постановке П высота лопатки не может быть ниже некоторого предела (в данном случае = = 0,7). При движении по кривой к. п. д. (рис. 1.7) справа налево уменьшаются величина угла pj и высота Однако начиная с некоторого значения (Рз 145°) высота лопатки снова начинает увеличиваться. Вследствие этого при использовании постановки II для выбора оптимальных параметров могут возникнуть ограничения возможности выбора геометрических параметров ступени. При достаточно большом расходе рабочего тела даже минимальная высота рабочей лопатки может оказаться неприемлемо большой, и для получения удовлетворительной конструкции ступени придется отступить от оптимальных условий, т. е. запроектировать [c.28]

Однако универсальность этого нелинейного элемента является относительной, так как лампа позволяет проходить току только в одном направлении, и такой элемент может быть использован лишь при моделировании расходов, направление которых заранее известно. Между тем некоторые элементы, исходя из возможных схем распределения потоков в ступени, должны моделировать расходы в обоих направлениях. Такой элемент, названный в отличие от первых двухсторонним, состоит из двух односторонних элементов, включенных таким образом, что обеспечивается возможность осуществления различных характеристик в различных направлениях (рис. 102, б). Полупроводниковый диод Д служит для автоматического отключения одного из сопротивлений RI при изменении направления тока. [c.220]

Диски компрессора соединены друг с другом периферийными сквозными болтами, и их точное относительное положение обеспечивается втулками близ центра дисков. Между дисками у ободов имеются небольшие зазоры для обеспечения гибкости ротора и свободного расширения ободов дисков при нагревании. Для уменьшения веса установки и инерции ротора диски первых шести ступеней сделаны из алюминиевого сплава. Лопатки изготовлены из 13%-ной хромистой стали и имеют закрутку по закону свободного вихря . Часть лопаток цельнофрезерованные, другая часть сделана точной ковкой. Рабочие лопатки крепятся в осевые пазы типа ласточкина хвоста . Каждая группа ступеней имеет облопачивание одного типа с корневой подрезкой. Такая конструкция ротора компрессора хорошо зарекомендовала себя в авиационном двигателе типа ТО-180. Ротор компрессора стационарной установки выполнен более жестким, а следовательно, и более тяжелым. Направляющие лопатки крепятся в осевые пазы полуколец типа ласточкиного хвоста , которые заводятся в кольцевые пазы корпуса. Корпус компрессора имеет горизонтальную и вертикальную плоскости разъема. Для придания корпусу большей жесткости в вертикальной плоскости разъема устанавливается неразъемное кольцо. Входной патрубок компрессора сделан из алюминия и не имеет разъема. Выпускной патрубок компрессора стальной. [c.127]

Одним из факторов, ведущих к понижению эффективности ступеней давления, является разность тепловых удлинений цилиндра и ротора, ввиду чего аксиальные зазоры при работе турбины претерпевают изменения. Для турбин с 3000 об/мин и при средних диаметрах облопачивания порядка I м ротор турбины перемещается относительно цилиндра, увеличивая тем самым аксиальные зазоры между соплами и рабочими венцами. Утечки пара через периферийные уплотнительные зазоры создают уплотнительную зону с тепловым потенциалом, превышающим потенциал рабочего пара. Это способствует большему нагреву цилиндра, а следовательно, и большему его линейному расширению, способствующему выравниванию аксиальных зазоров между соплами и рабочими венцами. [c.297]

В качестве источника пара, подаваемого в систему обогрева, при двухкорпусной конструкции ЦВД и ЦСД используют пар из межцилиндрового пространства, а при однокорпусной конструкции — из камеры регулирующей ступени для ЦВД и пар горячего промперегрева, отбираемый после защитных клапанов, — для ЦСД. Очевидно, что такие источники пара не могут служить средством, позволяющим изменять относительные удлинения роторов в столь же широких пределах, как внешний источник пара, применяемый в ряде типовых схем. Выбор источника пара при создании эффективных систем обогрева является одним из наиболее важных вопросов. Использование любого внешнего источника пара приводит к рассогласованию прогрева ротора и корпуса, а также стенки и фланца корпуса и к необходимости регулирования расхода пара не только во времени, но и по длине корпуса цилиндра. [c.168]

На рис. 8-36 показан продольный разрез одного из вариантов ступени сепаратора и приведены результаты ее исследований на экспериментальной установке КТЗ. Ступень-сепаратор располагается после обычной ступени. Рабочие лопатки ступени-сепаратора активного типа (Pi = 21 , 32 = 21°), высотой /р = 80 мм, шириной Ь = 50 мм и относительным шагом у корня /к=0,32. Рабочая решетка выполнена с бандажом, который имеет отверстия для дренирования влаги. [c.186]

Относительный массовый расход топлива зависит от схемы и параметров ГТД. При простых схемах без промежуточного охлаждения (ПО) компрессоров и промежуточного подогрева (ПП) в турбине и при сжигании топлива с высокой теплотой сгорания — около 40 000 кДж/кг (природный газ, жидкое топливо) массовый расход топлива составляет около 1% расхода рабочего газа, а при сложных схемах — до 2%. Утечки воздуха составляют при простых схемах около 0,5% общего расхода, а при сложных— до 1—2% из-за увеличения давления, числа корпусов и концевых уплотнений. Почти у всех современных ГТД 1—2% воздуха используется для охлаждения одной или нескольких ступеней турбины, работающих при высоких температурах. Этот воздух затем соединяется с основным потоком рабочего газа в турбине и совершает в ней полезную работу. Однако из-за более низкой его температуры и некоторого возмущения основного потока в местах смешения с воздухом мощность турбины несколько уменьшается. Влияние всех выше отмеченных факторов примерно взаимно компенсируется. [c.112]

По достижении предельной нагрузки проводят таким же образом и разгру-жение машины. Нагружение и раз-гружение проводят 3 раза и выводят среднюю величину для каждых трех результатов, полученных для одной ступени нагрузки. Средние результаты сравнивают с данными паспорта контрольного образца. Разность этих приращений деформации служит для вычисления абсолютной и относительной погрешностей показаний силоизмери-теля поверяемой машины. [c.537]

Полученные в результате проведенных экспериментов зависимости пульсаций давления в зазоре с жидкостью от относительного расхода ( /(2н опытного насоса р = f (QIQn) для наиболее характерных составляющих с оборотной, лопаточной и другими частотами (см. рис. 4, 5) имеют общую особенность — их падающий участок наблюдается при расходе жидкости, близком к номинальному и большем. На этом участке пульсации давления значительно ниже, чем на малых расходах. Если сравнить пульсации давления в первой и третьей ступенях насоса, то зависимости Р = f QIQn) отличаются для одних и тех же частот. В уплотнении первой ступени для пульсаций давления с частотой 50 Гц наблюдается медленный подъем с ростом расхода, и только при расходе выше номинального начинается уменьшение пульсаций давления. В третьей ступени наблюдается пик давления при расходе 0,5 (см. рис. 4), а затем начинается резкий спад. При пульсации давления в несколько раз меньше, чем при 0,5 н-Кривые зависимости р = f QIQ ) в зазоре гидропаты (см. рис. 5) отличаются от кривых, полученных для цилиндрических зазоров. Здесь максимум смещен в сторону еще более малых расходов. Имеет место медленный спад пульсаций давления, причем при [c.116]

Уменьшение числа ступеней вентиляторов и компрессоров дает наибольший эффект при увеличении степени повышения давления в одной ступени и сохранении КПД компрессора. Этого можно достичь применением более высоких по сравнению с современными окружных скоростей ротора при одновременном увеличении тангенциальных и осевых скоростей потока, что повысит подвод энергии к потоку в ступени. Основными препятствиями для увеличения нагрузки на ступень вентилятора или компрессора являются увеличенные гидравлические потери, которые снижают ее КПД. Эти потери возникают при повышенных значениях числа М потока по относительной скорости и несколько уменьшают запас газодинамической устойчивости. Для увеличения нагрузки на ступень необходимо совершенствование методов проектирования профилей лопаток, в частности применение полностью сверхзвуковых по высоте лопаток. Для снижения потерь в скачке уплотнения вместо применяемых сейчас лопаток с профилями, образованными дугами окружности, возможно использование более эффективных лопаток, спрофилированных с помощью других кривых на более благоприятное расположение скачков уплотнения. В последнее время за рубежом ведутся исследования по применению для лопаток компрессора так называемых суперкритических профилей , обладающих улучшенными аэродинамическими характеристиками. [c.216]

Одним из преимуществ геометрического ряда является постоянство для всех ступеней относительной потери скорости резания —, а соответственно и постоянство относительного увеличения времени резания, которое при прочих равнщх условиях пропорционально скорости резания. [c.235]

Если во всех характерных сечениях ступени (перед и за всеми венцами) значения скооостн (абсолютно] для неподвин ных венцов и относительной для вращающегося венца) не превосходят местной скорости звука, то такая ступень называется дозвуковой. Несоблюдение этого условия хотя бы в одном характерном сечении является признаком сверхзвуковой ст шепи. Следует подчеркнуть, что с этой точки зрения считается дозвуковой и такая ступень, в межлопаточных пространствах которой имеются местные сверхзвуковые зоны, но в характерных сечениях скорости являются дозвуковыми. Нри выборе схемы ступени омпрессора следует прежде всего выяснить возможность получения заданной степени повышения полного давления при заданных величинах окружной и осевой скоростей, в случае использования дозвуковой ступени. [c.545]

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]

Вследствие появления двигателей с большим числом оборотов, применяемых для тяжелых машин с относительно малой скоростью движения и шинами большого диаметра, необходимы передаточные отношения в главной передаче порядка 1 8 1 10 1 12 и часто даже 1 14. При наличии червячного привода любые из упомянутых передаточных отношений могут быть осуществлены в одной ступени и размещены в обычном картере заднего моста, в то время как при применении другого пррода потребуется двухступенчатая передача с усложненной конструкцией заднего моста, как, например, конические и цилиндрические шестерни с прямыми или косыми зубьями или шестерни с внутренним зацеплением. Такие устройства связаны с двой- [c.482]

Для верхних ступеней баллистических ракет может быть использована двухкамерная регулируемая энергетическая установка, состоящая из газогенератора 5 и основного двигателя 7 (рис. 2.104) [66]. Заряды 6 и 5 изготавливаются из безметального топлива, обеспечивающего относительно холодные продукты сгорания, которые не содержат К-фазы. Это условие необходимо для нормального функционирования клапанов 14 и 16. Заряд 6 имеет бронирующее покрытие 3 и горит с одного торца. [c.159]

Если в одной ступени находятся два и более двигателей, или, как говорят, связка двигателей, то правильное расположение РДТТ на модели приобретает еще большее значение. Два одновременно работающих двигателя нельзя установить так, чтобы их осн совпали с продольной осью ракеты. Поэтому при неравномерной работе двигателей,, что для РДТТ практически неизбежно, возникает опрокидывающий ракету момент он будет тем больше, чем дальше разнесены двигатели относительно оси ракеты (рис. 46). [c.62]

Подход Петита — Ваддоупса предполагает постоянную податливость композита в пределах каждой ступени нагружения и взаимную независимость различных механизмов разрушения. Тангенциальные модули, используемые при вы-числениях податливостей, зависят только от одной компол ненты деформации, т. е. на величину тангенциального модуля в направлении волокон не влияют деформации в поперечном направлении или сдвиговые деформации и т. д. Рассматриваемый подход ограничивается анализом несущей способности слоистых композитов, симметричных относительно срединной плоскости (Bij = 0), в условиях одноосного или пропорционального двухосного нагружения в плоскости армирования. Поскольку в основу подхода положена классическая теория слоистых сред, межслойные взаимодействия не учитываются. Как и в предыдущем методе, для слоистых композитов с одинаковой схемой армирования в плоскости, но разным расположением слоев по высоте предсказываются идентичные предельные кривые и диаграммы деформирования. В действительности разное расположение слоев по высоте композита может внести значительные изменения в величину прочности. [c.151]

Для повышения точности базирования применяют различные приспособления в виде направляющих оправок, втулок, фланцев или специальных устройств. На фиг. 5 показана одна из таких оправок для запрессовки тонкостенной втулки 1 в отверстие корпуса 2. Оправка 3 представляет собой ступенчатый валик, ниж-пля ступень которого имеет диаметр, равный диаметру отверстия корпуса. Диаметр другой ступени сделан равным внутреннему диаметру запрессовываемой втулки 1. Втулка надевается на оправку, сверху на нее устанавливается фланец 4. После этого оправку вместе со втулкой вставляют в отверстие корпуса, чем создается базирование втулки относительно отверстия. После этого обычным путем "ро.чззоднтся запрессоикя втулки / и удаление фланца 4 и оправки 3. [c.704]

Одной из предпосылок Гафферта является также предположение о независимости оптимального противодавления ртутной турбины от внутреннего относительного к. п. д. турбины водяного пара и от числа отборов в ней для регенеративного подогрева воды. С этим предположением нельзя согласиться. В самом деле, выше уже показано, что термический относительный к. п. д. ртутной ступени цикла всегда больше термического относительного к. п. д. водяной ступени. Если для испарения 1 кг воды требуется т кг отработанного ртутного пара, то общий внутренний теплоперепад на 1 кг водяного пара ц т кг ртутного пара будет равен [c.29]

Работа ступени давления с докритическими скоростями. Применив для двух принятых режимов работы ступени при одном и том же относительном расходе q формулу Флюгеля, получим [c.185]

Одной из важных задач проектирования ступеней турбин, работающих на влажном паре, является правильная и наиболее эффективная организация сепарации влаги при минимальных потерях энергии. Для этого необходимо создать надежную методику расчета. Если учесть сложность процессов, происходящих при движении двухфазной среды в турбинной ступени, то представляется целесообразным проанализировать результаты испытаний простейших моделей турбинных ступеней, рабочие лопатки которых выполнены в виде пластин. Эти исследования позволили установить влияние центробежных и кориолисо-вых сил, действующих на нлеику жидкости на поверхности лоиаток (при различных углах установки пластин (3), выявить влияние геометрического угла входа рабочих лопаток и относительного шага на эффективность сепарации и на этой основе определить экспериментальные коэффициенты для приближенных теоретических расчетов. [c.160]

Описанная картина наблюдается обычно в диапазоне гёпр 0,9. .. 1,1. При значительном снижении приведенной частоты вращения (гёпр<0,7. .. 0,8) рассогласование ступеней становится существенным, причем на оптимальном режиме работы компрессора первые ступени работают с повышенными углами атаки, а последние — с сильно пониженными (см. рис. 4. 22). Поэтому при уменьшении расхода воздуха, несмотря на более быстрое уменьшение коэффициентов расхода в последних ступенях, критические углы атаки могут быть достигнуты раньше в первой или в одной из первых ступеней, причем это упреждение будет тем более значительным, чем меньше Япр. Однако в первых ступенях, имеющих относительно длинные лопатки, срывные зоны имеют первоначально небольшие размеры, и вызванные ими возмущения могут оказаться недостаточными для распространения срыва на другие ступени, имеющие углы атаки значительно меньше критических. Поэтому в этом случае возникшие срывные зоны, имеющие структуру и частоту вращения (ы>0,5), типичные для ступеней с малыми значениями d, первоначально захватывают обычно только одну или несколько первых ступеней, не нарушая устойчивой работы компрессора в целом. Лишь при дальнейшем уменьшении расхода воздуха срывные зоны постепенно увеличиваются в размерах и захватывают все большее число ступеней, пока увеличение углов атаки не приведет к срыву потока уже во всем компрессоре. При этом также может наблюдаться скачкообразное падение расхода воздуха и степени повышения давления в компрессоре (см. кривую гёдрг на рис. 4. 26), но со значительно меньшей амплитудой скачка, чем при высокой частоте вращения. [c.146]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...