Коэффициент диаметра втулки

Коэффициент диаметра втулки м = 0,5 хорошо совпадает с формулой [c.569]

При известном значении вт можно определить коэффициент диаметра втулки [c.202]

Для определения угловой скорости вала насоса окислителя требуется значение коэффициента диаметра втулки шнека насоса [c.338]

Вследствие повышенных значений температурного коэффициента линейного расширения термопластов при нагревании заметно уменьшается сборочный зазор в сопряжении вал — подшипник. С целью снижения температурных деформаций втулку иногда выполняют с осевым разрезом (рис. 21, д), однако возникают трудности при ее фиксации в обойме. На рис. 21, е. изображен один из возможных способов крепления такой втулки. Недостатком подшипников с разрезанными втулками является то, что вблизи разреза между втулкой и обоймой попадает грязь, самопроизвольно снижается зазор и ухудшается работоспособность узла. Поэтому разрез рекомендуется заменять пазом по наружному диаметру втулки (рис. 2], ж). Диаметральное расширение втулки осуществляется за счет ее изгиба в тонком сечении. В этом случае втулка не может крепиться в обойме запрессовкой, поэтому необходимо предусмотреть шпоночный выступ. Недостатки такого способа фиксации рассмотрены выше. [c.40]

Рассмотрение уравнения неразрывности совместно с уравнением к. п. д. показывает, что при заданной величине к. п. д. ступени будет непрерывно увеличиваться с ростом площади выходного сечения за счет уменьшения потерь с выходной скоростью. Отсюда вытекает необходимость наложения ограничений на величину / 2. что, по существу, сводит задачу к рассмотренной выше постановке I. Вместе с тем для повышения к. п. д. ступени целесообразно задавать как можно меньшие значения коэффициента радиальности, причем уменьшение fx ограничивается минимальным конструктивно выполнимым диаметром втулки рабочего колеса (n-min ж 0,1) [67]. [c.31]

Сд и — коэффициенты, зависящие от соотношения наружного и внутреннего диаметров втулки, номинального диаметра втулки, номинального диаметра вала и механических свойств материалов вала и втулки [c.490]

Рис. 3-3. Расчетная зависимость коэффициента сопротивления диафрагм с утолщенными краями —втулок —от внутреннего диаметра втулки (а) и схема втулки, устанавливавшейся в трубках моделей конденсаторов (б).

Подавляющее больщинство высоконапорных одно- и многоступенчатых вентиляторов выполняются по схеме ВНА + РК + СА. Во избежание появления сильного щума и повышенных напряжений в осевых вентиляторах ограничиваются окружными скоростями концов рабочих лопаток до 120 м/с. Относительный диаметр втулки v = 0,4— 0,8 (большие значения для высоконапорных машин). Коэффициент расхода ф = с /Мц принимают [c.450]

Здесь Ц] и Ц2 коэффициенты Пуассона материалов вала и втулки d и d2 - диаметр отверстия в вале и наружный диаметр втулки соответственно, м. [c.387]

D — наружный диаметр втулки (Xj и fXj — коэффициенты Пуассона, а и 2 модули упругости при растяжении соответственно материалов втулки и вала. [c.55]

Согласно последнему условию, по табл. 10 определим коэффициенты относительной асимметрии и относительного рассеяния отклонений наружного диаметра втулки и диаметра базирующего отверстия [c.105]

Рис. 40. Зависимость коэффициентов fei и от отношения диаметров втулки.

У осевых нагнетателей с высоким коэффициентом давления диаметры втулки принимаются еще большими. [c.45]

Особенностью вентиляторов является широкий и непрерывно расширяющийся диапазон схем и расчетных параметров ступени коэффициенты осевой скорости Са = Са и И теоретического давления Ят = = Нт 1 ри ) и — окружная скорость вентилятора, р — плотность среды) изменяются в пределах 0,15—0,6 и 0,02—0,6, соответственно, а относительный диаметр втулки в, = Л/О — в пределах 0,3—0,8. Это связано с условиями работы вентилятора и его назначением, которые могут быть весьма разнообразны. Часто значительная доля динамического давления [c.835]

По мере накопления данных в отношении аэродинамических, конструктивных и эксплуатационных свойств осевых вентиляторов различных схем аэродинамический расчет все более разделяется на две основные части выбор расчетных параметров и профилирование. Под выбором расчетных параметров понимается определение коэффициентов осевой скорости, теоретического давления, циркуляций лопаточных венцов, относительного диаметра втулки и аэродинамической схемы под профилированием — выбор густоты решетки, углов атаки, числа лопаток, определение углов установки и кривизны профилей. [c.836]

Необходимость повышения расчетного коэффициента давления привела к увеличению густоты решетки и относительного диаметра втулки, к необходимости устанавливать спрямляющий аппарат для преобразования кинетической энергии скорости закручивания в статическое давление. [c.837]

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]

Метод выбора расчетных параметров для осевых одноступенчатых вентиляторов известных схем, многоступенчатых и встречного вращения, а также для установок с этими вентиляторами, в которых часть динамического давления теряется, был предложен И. В. Брусиловским (1958). Было показано, что при данных значениях обратного аэродинамического качества лопаточных венцов, фиксированных значениях коэффициента теоретического давления и относительного диаметра втулки кпд является функцией коэффициента осевой скорости и двух параметров, один из которых характеризует закрученность потока перед рабочим колесом по отношению к закручиванию потока в колесе, а другой характеризует величину остаточной закрутки за спрямляющим аппаратом по отношению к скорости закручивания перед ним. [c.838]

Для осевых вентиляторов (в условиях практически несжимаемой жидкости) переход к переменной циркуляции может вызываться стремлением получить более благоприятное распределение по радиусу углов поворота потока и его торможения, особенно при выполнении вентиляторов с малым относительным диаметром втулки и высоким коэффициентом давления. Это дает возможность в ряде случаев уменьшить габариты машины, упростить конфигурацию лопаток, а также избежать перехода к схеме с большим числом ступеней. [c.840]

Уменьшение диффузорности достигается также особым профилированием канала — меридиональным ускорением потока в проточной части вентилятора главным образом за счет конической втулки в рабочем колесе, что позволяет уменьшить потери давления, а также получить практически безотрывное течение в большом диапазоне режимов при высоких коэффициентах давления. При этом рабочее колесо или становится активным и статическое давление в нем не повышается (схема Шихта), или остается реактивным. В последнем случае меридиональное ускорение меньше и может быть достигнуто не за счет значительного увеличения диаметра втулки на выходе, а за счет некоторого ее уменьшения на входе. [c.843]

Форму кривых давления и мощности, во-первых, определяет наклон теоретической характеристики, который, как показал И. В. Брусиловский (1966), полностью определяется расчетными значениями коэффициентов теоретического давления (Ят)р, осевой скорости (сд)р, относительным диаметром втулки й и известным коэффициентом решетки А (1 + В) и не зависит от типа аэродинамической схемы вентилятора, реактивности его рабочего колеса или закрутки потока перед ним. Три йз этих величин характеризуют параметр наклона [c.845]

Рассчитать удельное давление на контактной поверхности р и уменьшение внутреннего диаметра втулки после запрессовки. Модули упругости Е, и и коэффициенты Пуассона принимаются по данным на стр. 20 [c.43]

В любом случае желательно снизить допуск на обработку наружного диаметра втулки и предотвратить утечки между соединительными каналами с помощью уплотнительных колец. Поскольку оба торца втулки находятся под одним и тем же давлением, по крайней мере в большинстве конструкций, то закрепление втулки в корпусе не вызывает затруднений. Одна из важных проблем, особенно при работе золотника в условиях низкой температуры, связана с разницей коэффициентов теплового расширения материалов, из которых изготовлены детали золотника. Эта проблема усугубляется, если применяются сильно расширяющиеся материалы, такие, например, как алюминий, а также если втулка запрессовывается в корпус. Следует иметь в виду, что попадание горячего масла в каналы втулки золотника, которая зажата более холодным корпусом, есть своего рода сигнал об аварии. Даже если золотник перемещается во втулке перед попаданием в нее горячего масла (а часто бывает и так, что золотник зажимается во втулке до полной неподвижности), то после ввода горячего масла он быстро нагревается и, увеличиваясь в размерах, застревает во втулке, прежде чем нагреется корпус и даст возможность втулке расшириться. В любом случае неисправности золотников с алюминиевым корпусом, связанные с тепловой деформацией материалов, являются слишком общими. Выход из положения не требует пояснений. [c.232]

Пусть соединение при работе нагревается на ЮО С. Диаметр втулки увеличивается на 1000-18-10 100-40 = 72 мк. Диаметр отверстия (при коэффициенте линейного расширения алюминиевого сплава о - 22-10-10 ") увеличивается на 1000-22 -10 100 -40 [c.439]

Следует также отметить, что для современных авиационных ГТД из-за применения достаточно высоких значений степени повышения давления вентиляторов и компрессоров, а также из-за разделения потока воздуха в ДТРД на два контура существенно осложняется решение задачи создания высокоэффективных последних ступеней компрессора. В ТРД и особенно в ДТРД лопатки последних ступеней имеют малую абсолютную высоту при большом значении относительного диаметра втулки вт. Как известно, при значениях 5вт>0,85 существенно увеличиваются концевые потери, что приводит к снил<ению КПД ступени. Для увеличения высоты лопаток последних ступеней возможно применение пониженных осевых скоростей по тракту проточной части, что благоприятно и для организации рабочего процесса в камере сгорания. Однако пониженные значения осевой скорости приводят к снижению работы сжатия в ступени, что уменьшает степень повышения давления в ней. Поэтому обычно при проектировании последних ступеней компрессора принимается компромиссное решение, при котором оптимизируют форму и высоту проточной части выбором рационального соотношения между осевой скоростью, окружной скоростью и коэффициентом нагрузки. [c.46]

Определить у с и л и е р а с п р е с с о в к и при рас-npe oBiKe с применением масла под давлением, при натяге 50 мк, суммарной высоте микронеровностей сопрягаемых поверхностей 25,2 мк (с учетом коэффициента заполнения микропрофиля). Относительная величина расширения втулки и сжатия вала при заданном соотношении диаметров втулки, равном 2, была определена ранее и равна 0,00159. Откладываем эту величину на оси абсцисс части I номограммы и оцускаем перпендикуляр до пересечения с прямой, соответствующей соотношению диаметров втулки, равному 2. Если теперь из точки Б проведем прямую влево до пересечения с осью ординат части II номограммы, то получим величину давления масла 1200 от, потребную для распрессовки данного соединения. [c.263]

Метод К. А. Ушакова (1936, 1938) был разработан, исходя из того, что вентилятор предназначен для получения определенного перепада давлений. Величина расчетной циркуляции находилась из уравнения, справедливого для идеальной жидкости, но через величину расчетного давления, увеличенного против заданного за счет потерь трения, в зазоре и влияния решетки. Через расчетную циркуляцию по формуле вихревой теории опредялялась потребляемая вентилятором мощность. По величине мощности находилась скорость закручивания на внешнем радиусе, и далее кинематика потока определялась из условия радиального равновесия закрученного потока идеальной жидкости при постоянной осевой скорости. Коэффициент осевой скорости предлагалось выбирать в пределах 0,25—0,35 с тем, чтобы получить достаточно высокий статический кпд вентилятора, хотя и отмечалось, что при больших значениях коэффициента осевой скорости полный кпд увеличивается. Величина относительного диаметра втулки оценивалась по расчетному коэффициенту циркуляции. Спрямляющий аппарат рассчитывался на величину циркуляции скорости закручивания потока за рабочим колесом (взятой с обратным знаком). [c.837]

Смотреть страницы где упоминается термин Коэффициент диаметра втулки : [c.62] [c.104] [c.49] [c.125] [c.292] [c.135] [c.35] [c.185] [c.267] [c.129] [c.224] [c.836] [c.840] [c.493] [c.203] [c.52] [c.165] [c.165] [c.446] [c.417] [c.746] [c.101] [c.159]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...