Осевое давление и способы его уменьшения

Осевое давление в центробежных насосах и способы его уменьшения [c.161]

Перечислите способы уменьшения осевого давления. [c.205]

В гл. II были рассмотрены теоретические основы расчета. .распределения давлений и осевых сил. В настоящем параграфе рассмотрим конкретный пример расчета распределения давлений, характеристики осевых сил и способ уменьшения осевых сил. Результаты расчета сведены в табл. 12 —16. Для составления их использованы ранее приведенные примеры расчета лопастных систем и характеристик для проточной части, соответствующей рис. 65. [c.172]

Оребрение эффективно, если осуществить его на ведущей и на ведомой части. Такое оребрение снижает осевые силы и мало влияет на изменение крутящего момента при заданном скольжении. Однако следует иметь в виду, что, когда осевые силы разжимающие (рис. 149, характеристика 4), уменьшение их возможно только за счет отверстий. Оребрение приведет к увеличению разжимающих осевых сил. Расчет дает возможность определить распределение давлений и выбрать способ уменьшения осевых сил. [c.255]

Давление питания определяется исходя из условия отсутствия кавитации. Превышение давления питания над определенной величиной нежелательно, так как это ведет к увеличению осевых сил. Таким образом, остается один способ уменьшения осевых сил — за счет изменения распределения поля давлений в нерабочих областях. [c.81]

Интенсивность возникающего в камере уплотнения вихря зависит от соотношения осевых и радиальных зазоров. С увеличением радиальных зазоров пар, поступающий через зазор входного радиального гребешка (см. рис. 19.16), будет быстрее покидать камеру уплотнения через зазор выходного гребешка, поэтому интенсивность вихря будет меньше. Следовательно, искажение эпюры скоростей и бандажная сила также будут меньшими. Уменьшению интенсивности вихря способствует и уменьшение осевого зазора. Радикальным способом уменьшения бандажных сил является ликвидация второго (выходного) уплотняющего гребешка. В этом случае независимо от смещения над бандажом по всей окружности устанавливается одинаковое давление, равное давлению за ступенью. [c.520]

Осевое давление и способы его уменьшения [c.79]

Осевые силы гидродинамических передач транспортного типа обычно воспринимаются шариковыми подшипниками. Для передач с большой частотой вращения вала и большой мощности иногда трудно подобрать из нормального ряда соответствующий подшипник. В таких случаях применяют различные гидравлические способы уравновешивания и уменьшения осевых сил. Эти способы, направленные на уменьшение осевых сил, основываются на принципе симметрии распределения давлений по поверхности рабочих колес и в проточной части, а также на создании определенных форм потока в областях между рабочими колесами и корпусом передачи, обеспечивающих различное распределение давлений в данной области. [c.79]

В пространственном венце ВНА такой способ определения потерь является приближенным и обычно приводит к снижению КПД осевой ступени при числах М1>0,35. Особенно резко уменьшается расчетная величина КПД ступени относительно действительного его значения с уменьшением степени повышения полного давления в ступени. Поэтому знание действительных потерь в ВНА с различными законами распределения параметров потока и решеток по радиусу необходимо для правильной оценки свойств осевого компрессора и отдельных его ступеней. Выполнение этой задачи требует систематизации сушествуюшего материала по продувкам ВНА и проведения дополнительных экспериментальных работ. [c.112]

Колесные скаты состоят из осей с напрессованными на них колесами. Оси (см.) бывают прямые, одно- и двухколенчатые. Число спиц равно числу дм. диаметра колеса. Диаметр втулки в 1,6—2,0 раза больше диаметра подступичной части оси. Толщина бандажей в СССР б. ч. 75 мм, а при давлениях от оси на рельс свыше 20 ш доходит до 90 мм и более. Предельный износ бандажей допускается у нас до толщины 40 мм. Способы укрепления бандажей на колесном центре весьма различны наилучшее укрепление—непрерывное без стопорных болтов (по русско-гермамск. способу). Осевая букса (см. Букса осевая) состоит из верхней коробки, имеющей вид буквы П и плотно прилегающей боковыми поверхностями к буксовым челюстям, приваленным к вырезу в главных рамах. Для уменьшения трения между буксой и челюстями к боковым поверхностям буксовой коробки прикреплены бронзовые наличники. Между телом буксы и скошенной стороной буксовой челюсти вставлен клин с натяжным болтом, подтягивая который можно уменьшать образующийся от изнашивания зазор. В верхнюю часть буксы плотно закладывается бронзовый подшипник, охватывающий верхнюю половину осевой шейки. Смазочная коробка закрывает осевую шейку снизу и наполнена набивкой, пропитанной смазкой. Буксовая короб- [c.376]

Если рабочее колесо вихревого насоса не закрепить жестко на валу в осевом направлении, то под действием осевой силы колесо прижмется к корпусу, что приведет к быстрому износу насоса. Для уменьшения износа можно осевую силу, действующую на колесо, передать на подшипники. Для этого рабочее колесо должно быть жестко закреплено ка валу. Однако при этом сложнее выверить торцовые зазоры между колесом и корпусом, составляющие всего 0,05—0,2 мм. Кроме того, необходимо устранить осевой зазор в шарикоподшипнике, применив предварительный натяг. Предложен гидравлический способ уравновешивания осевой силы, обеспечивающий автоматическую установку рабочего колеса в среднем между стенками корпуса положении. Способ основан на использовании явления возрастания приблизительно по линейному закону давления жидкости в канале насоса по мере удаления от всасызг тощего окна к напорному. Соседние пазухи а одноступенчатого насоса (рнс. 94), расположенные у ступипы колеса с обеих сторон, с областью высокого давления пазами или отверстиями б. Тогда жидкость будет входить в пазуху через паз и через часть торцового зазора, примыкающую к области высокого давления, и выходить из пазухи через часть торцового зазора, примыкающую к области низкого давления канала (на рис. 94 направление потока утечек показано стрелками). Давление в пазухе зависит от соотношения гидравлических сопротивлений входных и выходных каналов и, следовательно, от соотношения площадей их сечений. При уменьшении торцового зазора сопротивление входных каналов увеличивается меньше, чем сопротивление выходных, так как сопротивление паза остается неизменным, и давление в пазухе возрастает. Поэтому при смещении колеса, [c.160]

Требования по ограничениям габаритов, массы и энергопотребления существенно влияют на выбор способа обеспечения герметичности и конструктивной схемы КУ. Для ПГА переносных и транспортных систем, например летательных аппаратов, эти требования являются одними из определяющих. Указанные показатели ПГА в значительной мере зависят от силы герметизации и разгрузки привода от давления. Разгрузка достигается с помощью сильфона, мембраны, поршня, двухседельного запорного органа, применением схем с сервоприводом. Эти устройства описаны в работах [26, 42, 90]. Уменьшение сил герметизации достигается использованием эластомеров, гибких элементов, улучшением качества поверхностей. Разгрузка с помощью двухседельного запорного органа наиболее перспективна при использовании КУ с гибкими элементами [12]. Примеры этих КУ показаны на рис. 33. Дополнительная управляющая сила АРупр, необходимая для контакта одновременно по обеим парам такого двухседельного КУ, определяется выражением АРупр = СосА , где Сое —осевая жесткость гибкого элемента Ак — ход клапана для компенсации зазора в неконтактирующей паре после возникновения первого контакта. Для короткой цилиндрической оболочки [c.88]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...