Основные уравнения гидродинамических передач

ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ [c.294]

Левая часть уравнения представляет собой теоретический (геометрический) напор насоса, а первый член правой части (в квадратных скобках) — теоретический (геометрический) ив пор турбины. Такая форма записи напоров называется Эйлеров-ской, а уравнение известно под названием основного уравнения гидродинамических передач. Уравнение (196) можно записать в символической, упрощенной форме [c.138]

Уравнения (14.16), (14.19), (14.20) и (14.21) определяют отношения между основными техническими показателями подобных лопастных машин или гидродинамических передач. Для последних обычно в качестве характерного размера берется активный диаметр D — наибольший диаметр рабочей полости (см. рис. 14.5). [c.232]

Уравнение движения жидкости в гидродинамической передаче принципиально не отличается от основных уравнений лопастных машин (см. 59). В насосе гидропередачи момент количества движения жидкости увеличивается, и поэтому крутящий момент на валу насосного колеса определяется по уравнению (362). В турбине момент количества движения жидкости, протекающей через колесо, уменьшается, обусловливая появление вращающего момента турбины, величина которого определяется по уравнению (363). При отсутствии трения жидкости и передачи энергии уравнения (362) и (363) принимают вид [c.294]

В гидродинамических передачах такие условия могут быть только в каком-то частном случае, поэтому основное уравнение гидромашин используется в общем полном виде (II.7). Это уравнение впервые было предложено Леонардом Эйлером. Оно получено из предположений об одномерном, осесимметричном потоке и положено в основу расчета лопастных систем (см. 22). [c.23]

Расчетные формулы гидродинамических передач могут быть получены на основе уравнения (16.2), которое применимо для лопастных колес гидромуфт и гидротрансформаторов. При получении расчетных зависимостей учтем, что для геометрически подобных лопастных колес гидропередачи любой размер пропорционален основному геометрическому размеру Д за который принимают наибольший диаметр рабочей полости. Кроме того, будем считать, что любая скорость колеса пропорциональна его частоте враш ения. Тогда из (16.2) получим [c.248]

Теоретической основой постановки экспериментальных исследований для многочисленных механизмов, работающих в масляной среде, является контактно-гидродинамическая теория смазки. Контактно-гидродинамический режим смазки является типичным для условий работы зубчатых и фрикционных передач, подшипников, катков и других механизмов. Основная задача теории заключается в определении контактных напряжений, геометрии смазочного слоя и температур при совместном рассмотрении уравнений, описывающих течение смазки, упругую деформацию тел и тепловые процессы, протекающие в смазке и твердых телах. Течение смазки в зазоре описывается уравнениями, характеризующими количество движения, сплошность, сохранение энергии и состояние. Деформация тел определяется основными уравнениями теории упругости. Температурные зависимости находятся из энергетического уравнения с использованием соответствующих краевых условий. Плоская контактно-гидродинамическая задача теории смазки решалась с учетом следующих допущений деформация ци-лидров рассматривалась как деформация полуплоскостей упругие деформации от поверхностного сдвига считались малыми для анализа течения смазки использовалось уравнение Рейнольдса при вязкости смазки, явля- [c.165]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...