Коэфициент рабочий

Компрессоры поршневые 12 — 627 — Арматура 12 —635 —Валы — Уплотнение 12 — 634 — Индикаторные диаграммы 12 — 628 — Клапаны — Расчёт 12 — 633 — Коэфициент дросселирования 12 — 628 — Коэфициент индикаторного давления 12 — 629 — Коэфициент подачи 12 — 627 — Коэфициент рабочий 12 — 627 — К. п. д. индикаторный 12—629 — Механизмы движения 12 — 635 — Насосы масляные шестерёнчатые 12 — 636 — Процесс сжатия [c.330]

Фиг. 47. Характеристические коэфициенты рабочих колёс турбины Френсиса.

Эксплоатационные испытания шкафов. Модернизированные образцы холодильников и некоторые контрольные экземпляры продукции основного выпуска должны проходить испытания в течение длительного срока (не менее одного года). Испытание проводится при тяжёлых условиях эксплоатации, например в камере с температурой 30° С и влажностью 90—950/0, при температуре в шкафу - -5° С. Первую и последнюю недели года испытываемый холодильный шкаф работает с закрытой дверью остальное время испытание идёт по следующему еженедельному графику дверь закрыта — 1 сутки, двери открываются 40 раз в сутки по 30 секунд — 4 суток дверь закрыта — 1 сутки оттаивание испарителя — 1 сутки. При этом измеряются суточный расход энергии и коэфициент рабочего времени, которые в течение года не должны иметь заметного прироста. [c.697]

Коэфициентом рабочего времени при цикличной работе называется отношение дли- [c.697]

Коэфициент теплоотдачи от стенки рабочему телу 13—15 [c.187]

Коэфициент загрузки рабочего места в поточной линии 14 — 202 [c.248]

Компрессоры многоступенчатые 12—638 — Проектирование 12 — 640 — Пусковой режим 12 — 638 — Рабочий коэфициент 12 — 642 —Схемы 12 — 641 [c.330]

Компрессоры поршневые горизонтальные двойного действия аммиачные — Рабочий коэфициент 12 — 639 — Средняя скорость [c.330]

Эти характеристики позволяют определить основные параметры лампы, характеризующие её рабочие свойства как усилителя. Статический коэфициент усиления [c.543]

Коэфициент 1,3 (см. стр. 179) учитывает влияние кручения при небольшой подтяжке в рабочем состоянии (т. е. под нагрузкой Ро). При проверочном расчёте [c.181]

При отсутствии разгрузочных приспособлений расчёт (обычно проверочный) сводится к оценке сил трения в стыке, возникающих от силы V (остаточной затяжки после приложения силы Я) (стр. 178), т. е. / < ifV, где I — число рабочих стыков /—коэфициент трения. В случае наличия разгрузочных устройств. расчёт ведётся по случаю второму, п. в (стр. 179), т. е. независимо от расчёта на усилие Р. [c.181]

Тш Тк — долговечности в часах рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса т]] — коэфициент, учитывающий потери в зацеплении. [c.246]

Коэфициент концентрации нагрузки учитывает влияние деформации зубчатых колёс, валов и опор на распределение нагрузки по ширине зубчатых колёс. Он равен отношению наибольшей удельной (приходящейся на 1 см рабочей ширины зубчатых колёс) нагрузки к средней при действии Неравно- [c.276]

Размеры передачи и элементов зацепления межцентровое расстояние А в см, рабочая ширина зубчатых колёс Ь в см, угол наклона зубьев по начальному цилиндру р, угол зацепления в нормальном сечении а , модуль в нормальном сечении т , коэфициент высоты головки зуба основной рейки [c.286]

Углы наклона зубьев Зщ и рабочую ширину зубчатых колёс Ь и модуль следует. выбирать такими, чтобы коэфициент сдвига торцев зуба колеса (если [c.337]

Меньшие значения коэфициента трения из табл. 6 i можно брать только для цементованных. шлифованных и полированных червяков при тш,ательной приработке и сборке передачи, при обильной смазке зацепления и при достаточной вязкости масла. Если контакт рабочих поверхностей сосредоточивается на выходе", т. е. на той стороне червячного колеса, где витки червяка выходят из впадин между зубьями колеса, то при указанных выше условиях действительные значения / могут быть в 1,5—2 раза меньше минимальных табличных. В приведённых в табл. 66 значениях коэфициента трения учтены также потери в подшипниках червяка и червячного колеса в предположении, что используются исключительно подшипники качения. [c.350]

Передачи с металлическими рабочими телами выполняются 1) масляными и 2)сухими. Первые обеспечивают большую долговечность. Зато сухие передачи благодаря большему коэфициенту трения требуют меньших сил прижатия и получаются более компактными, а благодаря меньшим проскальзываниям имеют более высокий к. п. д. [c.404]

Рабочие тела фрикционных передач должны иметь возможно более чистые поверхности, так как повышение чистоты поверхности способствует повышению износоустойчивости, долговечности и коэфициента сухого трения. Особенно высокие требования должны предъявляться к рабочему телу из более твёрдого материала и вообще к телам из закалённых до высокой твёрдости сталей. В ручных передачах приборов, где износ не играет роли, рабочую поверхность одного из тел для увеличения коэфициента сцепления иногда делают рифлёной. [c.404]

Колодочно-ремённые вариаторы выполняются с деревянными колодками, пропитанными маслом, или с колодками из лёгких сплавов, которые крепятся к высококачественной прорезиненной ленте. Колодки для увеличения коэфициента трения (фиг. 101) снабжаются кожаными набойками на поверхностях прилегания к шкивам. В некоторых конструкциях применяются цепи с кожаными обкладками на боковых рабочих поверхностях. Угол конусности — 150—160. [c.411]

Здесь и —радиусы, ведущего и ведомого рабочих тел С — коэфициент, учитывающий проскальзывание, изменяющийся от величины, весьма близкой к единице (передачи приборов), обычно до 0,97 aj и ng — углы наклона конусов. [c.415]

Здесь и ниже fj. — коэфициент трения на рабочих поверхностях (см. табл. 133) с—запас сцепления, принимаемый в силовых передачах 1,25—1,5, а в передачах приборов—до 3. [c.417]

Коэфициент долговечности, применяемый при расчёте металлических рабочих тел, определяется на основе простейшей схемы суммирования утомлённости, пользуясь степенной зависимостью между нагрузкой Q и числом циклов до разрушения N. Уравнение кривой поверхностной усталости Q N = С, справедливое для переменных напряжений одной амплитуды, распространяется на действие переменных напряжений (нагрузок) разных амплитуд [c.419]

При расчёте вариаторов, работающих с постоянным моментом на выходе (конвейеры и т. д.) как с постоянной силой прижатия рабочих тел, так и самозатягивающихся, коэ-фициент следует брать равным единице, а коэфициент k по кривой АВ фиг. 113 или по приведённым выше формулам для передач с постоянной силой прижатия. [c.421]

Из рассмотрения приведённых выше формул следует, что повышение к. п. д. возможно за счёт 1) усовершенствования опор (уменьшения коэфициента трения) 2) уменьшения отношений диаметров опор к рабочим диаметрам фрикционных тел 3) применения материалов с более высокими модулями упругости и с пониженным внутренним трением (в целях уменьшения площадок касания и коэфициента трения качения) 4) во фрикционных вариаторах — уменьшения скольжения на площадке Касания, связанного с геометрической формой рабочих тел, и 5) уменьшения скольжения от толчков нагрузки, масла и т. д. [c.423]

Предельным случаем передачи вращения, очевидно, является случай, когда направление действия сил Q (фиг. 115) касательно к трём кругам трения для работающих в данное время сечений р] и рз рабочих тел и кольца г (т. е. к кругам с радиусами j.pi, /.p.j, j.r, где [х для передач с раздвижными конусами — приведённый коэфициент трения, т. е. коэфициент трения, увеличенный в раз). Это условие [c.423]

Здесь bR и b/Jj — ошибки радиусов рабочих тел йь —ошибка в оценке коэфициента С, или, если в исходной формуле С был принят равным единице, — относительное скольжение. Ошибки R, Ri и рассматриваются как систематические. [c.428]

Фиг. 21. Значения коэфициентов рабочего времени холодильной машины взааисимостиоттемпературыв шкафу.

Фиг. 23. Коэфициент рабочего времени и суточ-нь й расход энергии сут в % в зависимости от полезного объёма шкафа в л.

Продолжительность работы в часах Удельная динамическая нагрузка в К2 I см рабочей ширины зубчатых колес (в плоскости зацепления) Окружная скорость в м/сек или в см1сек Коэфициент формы зуба [c.216]

Помимо определения названных величин для рабочих чертежей шестерни и колеса, целью геометрического расчёта зацепления является также проверка удовлетворительности условий зацепления, для чего производятся подсчёт расчёт на отсутствие подрезания или на запас против подрезания (производится при малом числе зубьев, например, при 2<17 os3g, если S -0) и расчёт на запас против заострения (производится при больших коэфициентах коррекции и малых числах зубьев). [c.222]

Контактные напряжения и контактные деформации зубьев. Контактными напряжениями (и деформациями) называются напряжения (и деформации), возникающие при контакте (соприкосновени к) под нагрузкой двух тел, в каждом из них. Наибольшее контактное напряжение сжатия на гладких цилиндрических рабочих поверхностях, возникающее в середине полоски контакта, может быть определено по следующей формуле Герца, справедливой а) при коэфициенте Пуассона материалов поверхностных слоев (л = 0,3 [c.243]

Особенности расчёта на контактные напряжения сдвига цилиндрических косозубых и шевронных колёс. При расчёте на выносливость рабочих поверхностей зубьев, цилиндрических косозубых и шевронных колёс можно пользоваться теми же формулами, что и для прямозубых колёс, подставляя в формулы (4) — (4ж) числовой коэфициент 80 ООО вместо 100 ООО и допускаемое контактное напряжение сдвига в поверхностном слое косых и шевронных зубьев (в r zj M вместо [c.246]

Коэфициент определяется в зависимости отвели-, чины iib — излишка рабочей ширины зубчатых колёс по отношению к максимально укладываюш.емуся в ней целому числу осевых шаюв [c.247]

Формулы (24) — (24д) выведены, исходя из предположения, что при крутящем моменте окружное усилие вдоль ширины зубчатых колёс распределяется равномерно. Таким образом предполагается, что приработкой под нагрузкой (близкой к либо притиркой, либо пришабровкой (или припиливанием) зубьев устраняются технологические перекосы. В большинстве случаев, за исключением быстроходных передач или зубчатых колёс с очень твёрдыми поверхностями зубьев, достаточно достичь прилегания зубьев при сборке и обкатке зубчатых передач вхолостую по всей ширине зубчатых колёс и по всей высоте зубьев (косых и шевронных), чтобы можно было рассчитывать на то, что в результате приработки в течение первого периода работы зубчатых колёс под нагрузкой будет достигнуто равномерное распределение нагрузки по ширине зубчатых колёс (при Р= Р ). Если же вследствие неточного изготовления или неудовлетворительной сборки зубчатые колёса работают (или можно ожидать, что они будут работать) не по всей площади рабочей поверхности зубьев, то коэфициент концентрации нагрузки /Сз следует увеличить в отношении теоретической площади рабочей поверхности зубьев к действительной. [c.278]

Если вязкость масла при рабочей температуре превышает 10° по Энглеру, точисловой коэфициент вэтой формуле вместо 800 можно принимать равным 500. Следует иметь 8 виду, что при более или менее значительных окружных скоростях V (порядка 2 м/сек и более) износ зубьев может привести к сильному увеличению шума при работе передачи. В среднем при твёрдости зубьев шестерни и колеса Яд < 250 и при 0,5 < г/ < 3 Mj eH можно уменьшать Гд в ( —--1 раз. [c.279]

Влияние динамической нагрузки на выносливость рабочих поверхностей зубьев экспериментально не выявлено. Тем не менее, ввиду того что среднетвёрдые, и в особенности мягкие, рабочие поверхности не снижают своего предела усталости при ограниченном выкрашивании, а ошибки в шаге частично компенсируются в результате изменения формы зубьев из-за обминания их рабочих поверхностей, рекомендуется при расчёте на контактные напряжения, если //д-<350, в формулу (27) подставлять лишь половину динамической нагрузки и, вызываемой ошибками в основном (при расчёте прямозубых колёс) или в окружном шаге (при расчёте косозубых и шевронных колёс). Эти рекомендации отражены также в значениях коэфициента С, приведённых втабл.25. [c.282]

В процессе зацепления одной пары зубьев при вязкой смазке коэфициент трения несколько возрастал с увеличением скорости скольжения и понижался с её уменьшением, при маловязкой смазке он оставался неизменным. С возрастанием вязкости смазки (при рабочей температуре) до 100° по Эн-глеру и выше коэфициент трения снижался до 0,04 — 0,06. Увеличение числа оборотов также приводило к снижению коэфициента трения. [c.295]

Материалы с т а л ь —т е к с т о л и т или стал ь—ф и б р а предъявляют менее высокие требования к точности изготовления и отделке контактирующих поверхностей. Передачи работают всухую. В связи с большим коэфи-циентом трения давление на валы меньше, чем при металлических рабочих телах. Коэфициент полезного действия, как и вообще для передач с одним неметаллическим рабочим телом, несколько ниже, чем с металлическими, благодаря большей площадке касания и большему внутреннему трению. Габариты передачи вследствие меньших, чем для металлических рабочих тел, допустимых удельных давлений получаются несколько больше. Фибра гигроскопична, что ограничивает область её применения. Материалы сталь — текстолит можно считать наиболее универсальными материалами для рабочих тел. Сравнительные испытания на шум фрикционных роликов из текстолита (новотекста), фибры и сыромятной кожи показали наименьший шум у текстолита. При больших габаритах вместо стали применяется чугун. [c.404]

Для закалённых сталей, обычно применяемых для рабочих тел, а также для других материалов, не имеющих в диапазоне практически встречающихся циклов нагружений постоянного предела усталости, коэфициент долговечности может быть как больше, так и меньше единицы. Для незакалённых сталей и других материалов, имеющих кривую усталости, аналогичную таковой для незакалённых сталей, коэфициент долговечности может быть меньше или равен единице. Если по расчёту он получается больше единицы, то принимается равным единице. Это означает, что эквивалентное число циклов нагружения, соответствующее требуемой долговечности передачи, больше 10 , и, следовательно, работа деталей протекает в зоне, где кривая усталости параллельна оси чисел циклов нагружений. [c.421]

Коэфициенты ki подсчитываются по отношению к реакциям на подшипники при положении промежуточного звена у соответствующей опоры на основе следующих допущений 1) принято, что образующие рабочих тел представляют собой не прямые, а так называемые граничные кривые, по которым очерчиваются диаметры шестерён двухваловых передач для получения геометрического ряда чисел оборотов и которые при небольших диапазонах регулирования весьма близки к прямым 2) распределение времени работы принято обратно пропорциональным числу оборотов в минуту, что соответствует одинаковому времени работы передачи при каждом положении промежуточного звена по оси конусов, и 3) средние плоскости подшипников приняты совпадающими с крайними сечениями конусов. [c.421]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...