Распределение давления по профилю осевых

Рассмотрим закономерности распределения напряжений вдоль профиля сильфона III типа (рис. 13.16,s) для двух случаев нагружения сильфон растянут осевой силой (р = О, w ф Q) и сильфон нагружен давлением и осевой силой при неподвижных торцах (условие силовой компенсации, т. е. р ф О, w = 0). Соответственно напряжения отмечены индексами wap. [c.301]

Естественно, что величина должна быть уточнена таким образом, чтобы г было целым числом. Для получения сравнительно малого оптимального угла раскрытия при больших расширениях канала необходима значительная густота кольцевой решётки, которая может быть осуществлена выбором достаточно большой хорды профиля ,( или большого числа лопаток ъ. Однако увеличение хорды профиля приводит к возрастанию осевых габаритов венца, а количество лопаток ограничено возможностью их конструктивного размещения в венце. Поэтому практически угол эквивалентного плоского диффузора может оказаться значительно больше оптимального. Уменьшение потерь в этом случае достигается выбором такого распределения проходных сечений по длине, которое даёт наиболее благоприятное распределение давлений. [c.604]

Рис. 10.3. Распределение давлений в среднем сечении рабочей лопатки компрессора (с — осевая хорда профиля).

Таким же путем мол<но найти составляющую продольной (осевой) силы профиля Rp (или ее коэффициент rp), зависящую от распределения давления. Проекция элементарной силы от избыточного давления на направление хорды профиля крыла равна р— —роо) di sin р или, учитывая, что /sin p= и р—роо = [c.158]

Длина начального участка в наших исследованиях, как показали измерения, при всех режимах не превышала величины 0,3-f-0,7 и. Рабочим участком канала считалась часть канала, заключенная между сечением, удаленным от входа на расстояние 0,7 ж, и сечением, удаленным от выхода на 0,4 м. В опытах изучалось лишь установившееся движение воздуха. При анализе потерь давления вдоль канала использовались лишь данные, полученные на рабочем участке канала. В середине рабочего участка на статоре был установлен датчик тангенциального трепия. Профили скоростей измерялись по всей длине канала через каждые 300 мм, что давало возможность проследить трансформацию профилей на начальном участке и выявить зону установившегося течения. Распределение статических давлений на рабочем участке канала имело линейный характер. Для участка установившегося движения при чисто турбулентном режиме течения воздуха значение коэффициента осевого трения вычислялось по формуле [c.410]

Радиальное распределение статического давления характеризуется резким его понижением в ядре вихря. Чтобы вычислить профиль давления, применим уравнение Эйлера, которое в полярных координатах с учетом осевой симметрии примет вид [c.149]

Уплотнитель Ь -образного профиля при установке в посадочное гнездо претерпевает сложную деформацию радиального сжатия и изгиба, а при эксплуатации также и деформацию осевого сжатия. При деформации уплотнителя П-образного профиля на поверхности его контакта с контртелом создается контактное давление, распределение которого зависит от конструкции уплотнителя [c.240]

Характер распределения мембранных аю, 020 и изгибных Оы, 02и напряжений вдоль полуволны сильфона показан для двух случаев нагружения сильфон растянут осевой силой (рис. 6, а) и нагружен давлением при неподвижных торцах (рис. 6,6). В обоих случаях определяющими оказались меридиональные изгибные напряжения оы- Окружные изгибные напряжения 02и распределяются аналогично, но величина их примерно в три раза меньше. Мембранные напряжения стю малы во всех точках, окружные напряжения аго малы на прямолинейном участке профиля. [c.27]

Для снижения концентрации напряжений на торцах осевому профилю ролика должна придаваться слабо искривленная бочкообразная форма. Теоретически оптимальные условия достигаются, когда контактное давление равномерно распределено по длине. Эта ситуация исследована Лундбергом [242]. Предполагается, что герцевское распределение давления [c.155]

Выражения (5.62) и (5.63) дают небольшую корректировку осевого профиля ролика, необходимую для получения равномерного осевого распределения давлений (5.60). Внутренние напряжения, вызванные таким распределением, вычислены Ку-нертом [226]. Указанную корректировку, одиако, трудно реализовать технологически, и она действительна только для проектной нагрузки. Поэтому представляет практический интерес более общее соотношение между осевым профилем и распределением давлений. [c.155]

В работе [10.10] проведено сравнение результатов продувки решетки с профилем С4 при малых скоростях потока с соответствующими данными испытаний модельного компрессора, имеющего такой же профиль рабочих лопаток. В случае компрессора распределения давлений измерялись как в рабочем колесе, так и в направляющем аппарате. Варьируя коэффициент расхода, число Рейнольдса, степень турбулентности и отношение осевых скоростей, можно было получить достоверную картину для сравнения с данными продувок решетки. На рис. 10.2 представлены результаты такого сравнения для углов атаки 1,4 (решетка) и 2,2° (направляющий аппарат компрессора), а также чисел Рейнольдса 1,55x10 (направляющий аппарат компрессора) и 1,96X10 (решетка). На спинке профиля в рабочем колесе наблюдались более высокие давления, чем в направляющем аппарате и решетке. Оказалось, что в направляющем аппарате происходил отрыв турбулентного пограничного слоя, [c.299]

К сожалению, в [197] не дано полное качественное разъяснение физической стороны явления. К числу жестких следует отнести допущение о пренебрежении осевой составляющей скорости. Для расчета профиля температуры необходимо знать характер распределения окружной скорости, который зависит не только от термодинамических параметров потока газа на входе в камеру энергоразделения вихревой трубы, но и от ее геометрии, а также от давления среды, в которую происходит истечение. Остановимся менее подробно на теоретических концепциях Шепе-ра [255] и А.И. Гуляева [59—61], рассматривавших процесс энергоразделения как результат обмена энергией в противоточном теплообменнике класса труба в трубе. Сохранив в принципе основные идеи представителей третьей фуппы гипотез, Шепер рассматривал ламинарный теплообмен. А.И. Гуляев, сохранив основные моменты физической картины Шепера, заменил лишь конвективно-пленочный коэффициент теплопередачи турбулентным обменом. Эти рассуждения не выдерживают критики по первому критерию оправдания, так как предполагают фадиент статической температуры, направленный от оси к периферии, что противоречит экспериментальным данным [34—40, 112, 116]. Однако опыты Шепера [255] и А.И. Гуляева [59-61] позволили сделать некоторые достаточно важные обобщения по макроструктуре потоков в камерах энергоразделения вихревых труб [c.167]

Рассмотрим винтовую пару с прямоугольным профилем резьбы (рис. 7.7, а) и углом подъема о средней винтовой линии. На винт действует осевая нагрузка Q, которую считают равномерно распределенной по средней винтовой линии резьбы с радиусом Гер. На элемент резьбы гайки приходится элементарная доля осевой нагрузки AQ. Рассматривая движение винта по элементу резьбы гайки, предполагаем, что к элементу резьбы приложена движущая сила Д/ ", направленная горизонтально, сила нормального давления AjV и элементарная сила трения .F , направленная в сторону, противоположную направлению скорости. При равномерном движении ( п = onst) система сил Щ, АЛ , F, Ff уравновешена. Полагают, что соотношение между этими силами мало отличается от соотношения тех же сил при движении элемента в виде ползуна на наклонной плоскости (рис. 7.7, б), представляющей развертку на плоскость одного витка средней винтовой линии с шагом р . Условием равновесия системы сходящихся сил будет равенство АД- -AQ = A7V+А/-/. [c.75]

Неравномерность распределения усилий по виткам вызьшается тем, что осевые деформации тела шпильки и тела гайки различны (деформации в нормальной конструкции гайки - сжимающие, а в теле шпильки -растягивающие). Разность осевых деформаций тела гайки и тела шпильки компенсируется, с одной стороны, разностью прогибов витков от нагрузки, приложенной непосредственно к зубу, а с другой стороны, осевыми зазорами, которые возникают от поперечных деформаций тела шпильки и тела гайки при треугольном профиле резьбы от составляющей силы давления, передающейся через контакт, перпендикулярной оси резьбового соединения. [c.156]

В реальных потоках распределения завихре1шости и скоростей в отличие от модели (3.67), (3.68) и модели 1 носят сглаженный характер. Профиль тангенциальной скорости в модели II соответствует частному случаю обобщен-1ЮГО эмпирического профиля, использованного Штымом 11985] для вихревых камер. Давление в этой модели не зависит от I и оказывается линейно связанным с осевой скоростью [c.154]

Если функция /(г), определяющая нормальные напряжения аг=—р = = 1(г) на граничной плоскости г=0, меняется скачком при некотором значении г=а, как в случае давления, распределенного по кругу радиуса а, и если Ог или г) принимают конечное значение —ра при г, возрастающем в направлении к г=а, и равны нулю при 2>а, то окружность г=а представляет собой геометрическое место особенностей напряженного состояния. Характер этих особенностей для плоской деформации подробно исследован в 6.1, пример 1 (см. равенства (6.22) и (6.25)). Радиальная составляющая перемещения и испытывает в этом случае резкое изменение наклона дЩдг. Следует заметить, что кривая, представляющая осевое перемещение и, приобретает вертикальную касательную ди дг= эо на очень коротком интервале, когда г проходит через значение а, так что профиль тела принимает форму, определяемую кривыми а и у на рнс. 7.3. [c.296]

В зоне контакта шевер внедряется в деталь на величину, зависящую от нагрузки. Распределение конткатных давлений по параболе в сочетании с подачей приводит к образованию углублений на детали также в форме параболы (рис. 117, в). Вследствие осевого перемещения колеса при каждом обороте детали режущие кромки попадают на необработанные участки профиля. На рис. 118 показаны оба возможных направления подачи. Направление съема стружки определяется геометрическими параметрами шевера и детали, а также направлением вращения. Выбор направления перемещения детали определяет, как располагаются углубления относительно друг друга. Если направление снятия стружки и подача стола станка направлены навстречу друг другу, то при каждом последующем обороте шевера режущая кромка внедряется более глубоко. При работе по подаче глубина внедрения увеличивается только тогда, когда подача [c.117]

Прижр. Диск осевой турбины с центральным отверстием. Профиль диска представлен на фиг. 89 его размеры определяются табл. 32. Число оборотов диска в минуту п = 4320 1 = 0,0078 кг см , = 0,3. Диск укрепляется на валу радиуса Гв = 16,9 сж с натягом, в связи с чем создается давление ре = 20 кгкм . На наружном радиусе диска га = 47,85 см от взаимодействия с присоединенными к диску лопатками интенсивность равномерно распределенной нагрузки р1 = 930 кг см . Исходные данные для примера и сам профиль заимствованы из работы [29]. [c.163]

Давление жидкости в данном сечении полости, как следует из выражения (60), в основном зависит от средних по сечению окружной и радиальной составляющих скорости. Важно поэтому точное определение именно средних величин скорости в каждом сечении. Менее заметно на рассчитываемое давление влияют местные отклонения в профиле скорости. Как следует из формулы (84), поскольку осевая сила является интегралом от распределения произведения давления на радиус, ее величина в основном определяется областью, где это произведение имеет наибольщее значение, т. е. периферийной частью полости. Распределение же давления жидкости в областях, близких к минимальному радиусу, в меньшей степени влияет на осевую силу, действующую на торцовую стенку. [c.63]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...