Потери дискового трения

Таким образом, полный коэффициент полезного действия определяется совершенством проточной части, лопастной системы и уплотнений, также величиной потерь дискового трения.. [c.11]

Потери дискового трения [c.60]

Погрешность при расчете потерь дискового трения относительно самих потерь составляет 2—8%, относительно мощности на лопастной системе насоса — меньше 0,01%. [c.65]

Следовательно, суммарные потери дискового трения можно записать в виде [c.40]

Коэффициент трансформации при вращающемся направляющем аппарате без учета дискового трения, объемных и механических потерь (но с учетом потерь в планетарном ряде) будет равен [c.202]

Момент механических потерь ведомого вала определяется специальным балансирным двигателем. В этом случае можно найти потери при различном соотношении скоростей ведущего и ведомого валов, что имеет место при работе гидропередачи. Эти же испытания можно провести без снятия колес, но с перекрытием проточной части. При этом в крутящие моменты будет входить момент дискового трения. [c.302]

Конструкции уплотнений весьма разнообразны (рис. VI.6). В них кроме малых зазоров, с целью уменьшения протечек предусматривают достаточно большую длину щели или ее многократные расширения, которые увеличивают общее сопротивление уплотнения и снижают объемные потери. С другой стороны, при увеличении поверхности вращающихся колец уплотнений растут дисковые потери на трение о воду. [c.184]

Потери на трение о воду, или на так называемое дисковое трение, в уплотнениях гидротурбин при сопоставлении конструкций уплотнений определяют расчетным путем. Методика расчета потерь на плоских поверхностях уплотнений основана на аналогии с потерями на трение вращающегося в воде диска, которые приведены Л. Г. Лойцянским в работе [32]. Момент трения для одной стороны такого диска, неровности на поверхности которого не превышают толщины ламинарного подслоя, определяются выражением [c.188]

Более точное определение значения тормозного момента, развиваемого дисковым тормозом, следовало бы производить с учетом потерь на трение в осевых направляющих дисков. [c.228]

Разработаны основы проектирования фрикционных вариаторов (40-е годы). Исследованы вопросы геометрического скольжения и потерь на трение на площадке контакта, позволяющие сравнительный анализ разных схем вариаторов. Исследованы коэффициенты трения, контактные напряжения, силы управления, механизмы нажима. Испытывались основные типы вариаторов. В последнее время внимание исследователей привлекали вопросы применения вариаторов для мощностей свыше 50 л. с., в частности много дисковых вариаторов. [c.68]

КПД герметичных электронасосов с газовой подушкой несколько выше, чем при использовании конструкции с мокрым статором, за счет уменьшения потерь на дисковое трение. Основной недостаток таких электронасосов — сложность поддержания уровня, так как необходимо следить за давлением в газовой полости и поддерживать его при изменении режима, что требует введения [c.28]

Большую часть механических потерь составляет дисковое трение колёс насоса о воду, которое, как гидравлическая мощность, пропорционально и п . Потери в сальниках и подшипниках нарастают с масштабом натуры медленнее, и механический к. п. д. её несколько улучшается. [c.344]

Результаты опытов по определению необходимой мош,ности привода одного из роторов мощного ТРД приведены на фиг. 6. Затруднения в расчете мощности объясняются тем, что коэффициенты дисковых потерь на трение ступеней о воздух при разрежении порядка 1—3 мм рт. ст. можно получить лишь опытным путем. [c.121]

При определении общего к. п. д. гидротрансформатора необходимо принимать во внимание не только гидравлические потери в круге циркуляции, но и механические потери системы. Последние возникают вследствие механического трения в различных узлах, например, подшипниках, уплотнениях и др. Кроме того, существуют потери от дискового трения, т. е. трения чаши турбины о жидкость, находящуюся между ней и наружным вращающимся кожухом. Эти потери также можно назвать механическими, так как они вызывают тормозной эффект, действующий непосредственно на турбинный вал. Данное торможение никоим образом не связано с потерями внутри круга циркуляции и, следовательно, не оказывает влияния на действующие в нем напоры. [c.142]

Мощности Л" и Nri, теряемые на преодоление механического трения во внешних подшипниках гидротрансформатора и дискового трения, пропорциональны скорости проскальзывания трущихся элементов и числам оборотов, если предположить постоянство коэффициентов трения. Исходя из уравнения (206) и (204) выражения для этих потерь можно записать следующим образом [c.195]

Потери на дисковое трение для трущихся поверхностей гидротрансформатора могут быть выражены через потери напора следующим образом [c.88]

Величина относительных потерь на дисковое трение [c.88]

Таким образом, определены зависимости для объемных гидравлических потерь и потерь на дисковое трение в гидротрансформаторе. Общий к. п. д. рассчитываемых гидротрансформаторов составляет [c.90]

С износом машины увеличиваются и механические потери. Вследствие увеличения протечек изменяется режим течения в области между колесом машины и корпусом [29], что может стать причиной значительного возрастания потерь на дисковое трение. Кроме того, неизбежная неравномерность износа колеса может вызвать нарушение баланса, что, в свою очередь, приводит к разрушению подшипников, одностороннему износу вала [c.12]

У крыловых турбин таких поверхностей нет все поверхности колеса омываются рабочим потоком исключением является небольшая поверхность ничтожного радиуса ва втулке колеса под крышечным обтекателем. Поэтому у таких турбин принимаем дисковую потерю отсутствующей, У ковшевых турбин за дисковую потерю можно принимать потерю от трения колеса о воздух. [c.158]

Из приведенных формул нами выведено заключение, что при подобии у двух турбин не только их проточных частей, но и частей, определяющих дисковое трение, и числах Рейнольдса, находящихся за указанным пределом, относительные дисковые потери в подобных режимах обратно пропорциональны корню десятой степени из напора и пятой — из диаметра. Тогда можно ввести понятие дисковой потери 5 1. приведенной к единичным напору и диаметру, и для любой турбины вычислять ее дисковую потерю в подобном режиме как [c.159]

Это уравнение даёт геометрическое место точек в поле Н—Q с режимами, подобными режиму в точке (Q . ж)- Кривая подобных режимов представлнет собой параболу с осью симметрии Н и вершиной в начале координат. Внутренняя мощность N учитызающая только механические потери дискового трения. [c.344]

Механические потери Мшх в соответствии с [2] состоят из потерь дискового трения Nди к, трения в сальниках Мел, трения в подшипниках Ми и потерь гидравлического торможения Миг [c.39]

Если величина утечки QA через уплотнение будет малой, жидкость в пространстве между колесом и корпусом вращается как твердое тело со скоростью, равной половине угловой скорости колеса [2]. Это движение отвечает равенству ведущего момента трения о вращающееся колесо тормозному моменту трения о стенку корпуса РЦН. В этом случае механические потери (преимущественно это потери дискового трения, которые имеют гидравлический характер) можно смоделировать путем введения в схему замещения РЦН ветви с комплексным сопротивлением = мех + ]Хмех, модуль которого рассчитывается по (3.59). [c.84]

Поскольку жидкость утечки в пространстве между рабочим колесом и корпусом насоса вращается как твердое тело со скоростью, равной половине угловой скорости колеса [2], то число Яевмех для ветви моделирования механических потерь дискового трения в первом приближении примем равным половине Кввн [c.95]

Механические потери, которые состоят из потерь дискового трения, трения в сальниках и подшипниках и потерь гидравлического торможения, моделируются гидросопротивлением Кмех, ориентировочное значение которого рассчитывается через полный КПД и внутренний механический КПД [c.14]

Механические потери. Механическими являются иотери на трение в подшипниках, в уплотнениях вала и на трение наружной поверхности рабочих колес о жидкость (дисковое трение). [c.159]

Определение потерь от дискового трения и утечек рассмотрен в 15 и 16 остановимся на определении механических потерь, которое производится опытным путем. Для этого снимают колеса и при заполненной полости определяют крутящий момент прокручиванием ведущего вала .M, exx Затем ведущий и ведомый валы соединяют жестко друг с другом и определяют крутящий момент двух валов Ммехх + М ехг- Момент ведомого вала равен [c.302]

Для более точного выявления механических потерь необходимо более детальное определение их по элементам. На рис. 184 представлены отдельные позиции по определению механических потерь комплексной гидропередачи (рис. 184, а). На рис. 184, б дана схема определения механических потерь в подшипниках (уплотнения удалены) на рис. 184, в — схема определения потерь при действии осевых сил. Осевая нагрузка задается затяжкой кольцевого пружинного динамометра, а контроль осевой силы производится по индикатору. При вращении для наблюдения за стрелкой используется - тробоскоп. Влияние дискового трения определяется по схеме 1С. 184, г. [c.303]

Если 2- 105Жё>5-10 , то характеристики G я Н остаются без изменения, а и т] изменяются. Подсчет по формуле (4.6) дает занижение значения N, и на основе опытных данных или расчета потерь на дисковое трение необходимо ввести поправку на КПД насоса. При Re<5-10 Рис. 4.2. Характеристики центро- поправки можно ВВОДИТЬ лишь бежного насоса при наличии соответствующих [c.56]

Мшх - Мдиск + Мел + Ми + Миг В свою очередь, потери на дисковое трение [c.39]

С помощью коэффициента рш можно учесть дисковое трение и вихревые потери, которые возникают в межколесных зазорах при взаимном проскальзывании колес. Эти потери не будут учитываться в дальнейшем при определении ударных потерь. [c.145]

Дисковую потерю определить непосредственно на реактивной турбине при ее рабочем режиме считается пока невозможным. Но вполне допустимо перевооить на. турбины результаты опытов, производимых над дисковым трением на специальных, удобных для тамих опытов стендах. [c.158]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...