Влияние потерь на трение

Если / 1з найдена без учета трения, то 3 = характеризует собой влияние геометрических параметров, в то время как полная величина 3 учитывает также и влияние потерь на трение в кинематических парах. Данный критерий может быть применен и для рычажных механизмов. Применительно к зубчатым и другим типам механизмов с вращающимися звеньями (входным О и выходным К) 3 равен [c.339]

С учетом влияния потерь на трение в направляющих дисков для приближенных расчетов общий тормозной момент можно определить по формуле [c.230]

Как было показано выше, во многих интересующих практику случаях приходится сталкиваться с необходимостью определения критического расхода двухфазной смеси. При этом анализ работ, посвященных определению критического расхода двухфазной смеси, свидетельствует о том, что все существующие методы расчета предполагают известным давление торможения в критическом сечении. Для определения давления торможения необходимо уметь рассчитывать диссипативные потери при движении смеси в тех случаях, когда онц значительны. При этом потери давления торможения складываются из потерь на трение и потерь на местные сопротивления (сужение, расширение канала, повороты и т.п.). Как было показано [55], влияние потерь на трение при движении вскипающих потоков двухфазной смеси становится существенным при относительной длине канала l/d > 100. [c.161]

Однако при определении момента инерции на основе общеизвестной формулы уравнение (1.89) не позволяет правильно учесть влияние потерь на трение в звеньях механизма на процесс разгона. С целью выявления влияния потерь на трение составим уравнение работ для /-Г0 звена привода [c.150]

Влияние потерь на трение [c.337]

Остальные обозначения прежние. Влиянием потерь на трение в полиспасте пренебрегаем. [c.149]

Для контроля правильности вычислений следует использовать уравнение равновесия внешних моментов (пренебрегая влиянием потерь на трение), приложенных к механизму [c.156]

Определяем расчетный момент на колесе по формуле (4.73), предварительно находя моменты, действующие на основные звенья планетарной передачи по формулам (4.72, а), пренебрегая влиянием потерь на трение [c.509]

Величина потерь на трение р тр между поршнем (кольцами) и втулкой составляет больше половины всех потерь на механические сопротивления (до 60%) и в основном зависит от частоты вращения коленчатого вала, определяющей как силы газов в цилиндре, так и силы инерции движущихся частей. Давление газов в цилиндре оказывает значительно меньшее влияние. Потери на трение в коренных подшипниках также определяются силами инерции неуравновешенных вращающихся масс коленчатого вала. Однако относительная величина потерь на трение в подшипниках коленчатого вала значительно (примерно в 2 раза) меньше величины потерь на трение между поршнем и втулкой. [c.14]

Пренебрегая влиянием местных сопротивлений (что допустимо в тех случаях, когда доля местных потерь относительно мала по сравнению с потерями на трение по длине трубы), получим для расхода из резервуара (рассматривая процесс истечения за малый промежуток времени как установившийся) [c.297]

Лабораторная установка для проведения этой работы может быть использована та же, что и в лабораторной работе № 4- Дополнениями являются манометр на нагнетательной линии Б перед регулирующим расход вентилем К и вакуумметр на всасывающей линии Ж. (Как манометр, так и вакуумметр необходимо устанавливать в непосредственной близости от нагнетательного и всасывающего патрубка насоса, что.бы избежать влияния на характеристики насоса потерь на трение при движении жидкости по трубопроводам.) [c.314]

Мы объясняем это следующим образом. В рассматриваемом опыте вектор начального момента импульса N проходит вблизи оси фигуры согласно построению Пуансо, то же самое относится и к начальному положению оси вращения. Таким образом, ось фигуры вначале описывает малый контур на сфере единичного радиуса (ср. рис. 43) касательные к этому контуру параллели и = u и и = U2 расположены близко друг к другу и остаются в таком положении в течение всего процесса движения (как показывает справедливое в общем случае изображение на рис. 53). Момент импульса, а значит и угловая скорость вращения, вначале весьма велики они остаются таковыми и во время последующего движения (если не учитывать потери на трение). Таким образом, нутации происходят в очень быстром темпе и вообще почти не заметны. Волчок кажущимся образом не поддается влиянию силы тяжести а постоянно отклоняется в перпендикулярном к ней направлении. Это парадоксальное поведение волчка с давних пор приковывало внимание любителей и исследователей к теории волчка. [c.266]

Момент сопротивления сил трения в опорах центрального вала рычажной системы толкателя М р для практических расчетов с достаточной степенью точности можно считать постоянной величиной во все время разгона, и его влияние может быть оценено введением к. п. д. t]i = 0,97-f-0,98 [в толкателях с шарами (по фиг. 304) необходимо учесть также потери на трение шаров о рабочие поверхности. В этом случае т] = 0,85 0,92]. [c.503]

Наряду с достоинствами эти системы имеют и свои недостатки невозможность точно координировать движения исполнительных органов вследствие утечек рабочих тел через уплотнения, изменения вязкости рабочих тел при колебании температур, наличия потерь на трение по длине трубопроводов и местных потерь высокая точность изготовления отдельных сопряженных деталей систем и хорошее уплотнение в местах стыков соединяемых деталей наличие неравномерного движения исполнительных органов при переменной внешней нагрузке у пневматических систем вследствие сжимаемости воздуха уменьшение к. п. д. из-за утечек рабочего тела изменение температуры воздуха при его расширении и сжатии, что может привести к выделению влаги (и даже к образованию льда) или к вспышке смазки. Кроме того, рабочие жидкости гидравлических систем производственно-технологических машин могут оказывать вредное влияние на качество изготовляемой продукции вследствие случайного попадания их на изготовляемые изделия. Указанные недостатки гидравлических и пневматических систем могут быть значительно уменьшены, если при их проектировании и конструировании будут приняты соответствующие меры. Более совершенными являются комбинированные пневмогидравлические системы механизации и автоматизации. [c.26]

В заключение следует заметить, что предложенная расчетная модель предполагает известным давление торможения в сечении разрыва. Для Оценки максимальной аварии за давление торможения можно принимать давление в реакторе. Фактическое уменьшение давления за счет пОтерь на трение в элементах и связях первого контура пойдет в этом случае в запас. Задача определения потерь на трение в условиях критического истечения вырастает в самостоятельную проблему,так как в этом случае необходимо учитывать влияние сжимаемости двухфазного потока на потери [6]. [c.123]

Магнитные опоры имеют очень малые потери на трение просты в эксплуатации, не требуют смазки и ухода, обладают большой долговечностью, хорошо работают в динамических условиях, не подвержены влиянию влажности, могут работать в вакууме и в условиях радиации. [c.156]

Усилия Ыь и Ы а, возникающие в шарнирах В а А под влиянием усилия Кс, получатся таким образом перенесем Ыс по линии ее действия в мгновенный центр М и здесь разложим ее на две составляющие К а И Уй по направлению звеньев 1 и 3. Эти составляющие и будут представлять собой нагрузки шарниров В я А под влиянием силы У , причем Уд и У не будут оказывать влияния на движение механизма. Сила Уй вместе с тем будет равна усилию 5 з в звене 3. Усилие 5 г, действующее по стержню 2, минуя точку В (так как, в точке В имеется лишь одно направление по звену 3 для разложения усилия 5 2), передастся в точку А — палец кривошипа — и здесь может быть опять разложено на усилие Та — по направлению, перпендикулярному кривошипу, и усилие Na — по направлению кривошипа. Искомая сила Р, вращающая кривошип, и была бы равна и противоположна Та, если не было бы сопротивлений. Благодаря же потерям на трение сила Р будет [c.54]

Произведем операцию разложения силы Р, аналогичную выполненной в п. 9 по отношению к силе Р, а именно разложим силу Р по направлению шатуна и направлению, перпендикулярному направляющим — в итоге получим силы 8 и N. Как видим, благодаря влиянию весов сила N, представляющая нормальную нагрузку направляющей, значительно увеличивается по сравнению с соответствующей силой N на рис. 16, в связи с чем возрастают потери на трение в направляющих. Что касается силы 5, то для механизма с горизонтальным ходом ползуна (если не учитывать трение) она остается равной прежней силе. Сила N уравновешивается нормальной реакцией в направляющей, т. е. 43 = —N, а сила 5 передает в шарнир А. Прежде чем производить разложение сил в шарнире А, сложим силу 5 с весовой нагрузкой Оа и результирующую силу обозначим через 5, т. е. [c.56]

Если не учитывать потерь на трение, т. е. не учитывать влияния то полный теоретический напор, развиваемый вентилятором, определится на уравнения Эйлера [c.593]

Схема механизма оказывает существенное влияние на его к. п. д. Рациональная с точки зрения к. п. д. схема должна обеспечивать а) короткие кинематические цепи с малым числом кинематических пар — источников потерь на трение б) полное отключение кинематических цепей, не участвующих в передаче мощности при данных включениях, что важно для быстроходных машин [c.451]

Неточности взаимного расположения сопрягаемых поверхностей в деталях механизма (отклонения от соосности и параллельности осей цилиндрических поверхностей и т. п.) могут привести к неправильному распределению давления на поверхностях трения, к заеданию и т. д. Все эти явления ведут к увеличению потерь в механизме. Экспериментальное исследование влияния отклонений подшипников от правильного положения для вала, приводимого во вращение через муфту и передающего движение через пару зубчатых колес, показало следующее а) непараллельность валов в плоскости их расположения мало влияет на потери в зубчатой передаче, непараллельность в перпендикулярной плоскости дает заметное увеличение потерь б) даже весьма малая несоосность подшипников скольжения приводит к значительному увеличению потерь на трение в) шарикоподшипники допускают большие отклонения, чем конические роликоподшипники. [c.451]

Сила трения в ненагруженной зоне Т ,э не оказывает существенного влияния на температуру, но при подсчете общих потерь на трение она должна учитываться [c.300]

Таким образом, данные работы [6] наглядно показывают, что существуют условия, когда потери на трение при движении двухфазного потока в гладком и шероховатом каналах совпадают, т. е. влияние шероховатости на двухфазном потоке может проявляться принципиально иначе, чем на однофазном. [c.121]

Влияние относительной шероховатости стенок канала на гидравлическое сопротивление общепринято учитывать на двухфазном потоке таким же образом, как и на однофазном. Такой подход представляется недостаточно обоснованным в связи с тем, что в литературе имеются работы [5, 6], показывающие, что воздействие шероховатости на Ар ф может быть качественно иным, чем на однофазном потоке. В частности в работе [5] было показано, что могут существовать условия, при которых потери на трение при движении двухфазного потока в гладких и шероховатых каналах совпадают. В работе [6] было установлено, что существуют такие режимы течения двухфазного потока, когда увеличение относительной шероховатости стенок канала снижает гидравлическое сопротивление. [c.147]

Влияние присадок ОДА на структурные характеристики парокапельного потока (на дисперсный состав дискретной фазы и интенсивность турбулентности) вызывает заметные изменения коэффициентов потерь кинетической энергии и коэффициентов расхода сопл. Исследования проводились на плоском суживающемся сопле и показали, что введение присадок ОДА с концентрацией С= (5-4-6) 10 б кг ОДА/кг НгО приводит к следующим результатам 1) способствует интенсификации процесса дробления крупных капель с уменьшением их среднего размера в 2—2,5 раза. При этом, что особенно важно, доля крупных капель существенно уменьшается 2) сглаживает волны на поверхности жидких пленок, что в свою очередь уменьшает напряжение трения на поверхности раздела фаз, а также на стенке и потери на трение в пограничных слоях 3) снижает потери кинетической энергии и коэффи- [c.304]

Повышение степени дисперсности жидкой фазы приводит к снижению потерь, обусловленных взаимодействием фаз, а также потерь на трение в пограничных слоях в связи со снижением интенсивности волнового движения на внешней поверхности пленок под влиянием ОДА. Как следует из рис. 9.10,6, при введении ОДА локальные значения коэффициентов потерь снижаются в кромочных следах и ядре потока, уменьшаются углы выхода потока (рис. 9.11,а). Коэффициенты профильных потерь снижаются примерно на 1 % в широком диапазоне чисел Mi = 0,54-1,0 (рис. 9.11,6). [c.308]

Наибольшее влияние на температурные деформации оказывают собственные источники тепла станка и устройства ЧПУ, выделяющие тепло вследствие а) превращения электрической энергии б) превращения механической энергии (потери на трение в подшипниках шпинделя, в зубчатых и червячных передачах, в передаче винт — гайка, в фрикционных муфтах и тормозах, в направляющих, в местах уплотнения валов и др.) в) потери энергии в гидроустройствах станка. [c.587]

Настоящая работа посвящена последнему виду потерь на трение, который ниже называется конструкционным демпфированием Влияние конструкционного демпфирования на динамические процессы в механических системах известно давно, но лишь в последнее время стали появляться теоретические исследования, проливающие свет на закономерности рассеяния энергии вследствие трения в неподвижных соединениях. Разумеется, что термин неподвижное соединение следует понимать условно, так как при анализе процессов, протекающих в сочленениях при их циклическом нагружении, необходимо учитывать деформации сочлененных элементов, сопровождающиеся малыми проскальзываниями по контактным поверхностям. [c.209]

Опытные иооледовавая показывают (ом., натфимер, рис.1.12 ), что коэффициент расхода щя больших длинах насадка зависит от его длины. Это свидетельотнует о влиянии потерь на трение по длине и заставляет учитывать эти потери. Принимая во внимание это обстоятельство, можно записать [c.32]

Зависимости между моментами, действующими на основные звенья рассмотренных в гл. 1 передач, даны в табл. 3.1 и 3.2. В тех случаях, когда можно пренебречь влиянием потерь на трение, зависимости между моментами основй ых звеньев приводятся без учета к. п. д. Это, в частности, относится к передачам А, В и Е, а также к зависимостям, связывающим моменты Мь и Ме передач Зк и передач С независимо от передаточнсГго отношения. [c.24]

Для очень точных перемещений применяют трапецеидальные резьбы с уменьшенным yi-лом профиля и прямоугольн1>1е резьбы, преимуществом которых является меньшее влияние неизбежных радиальных биений винта на точность перемепюпий, а также несколько меньн ие потери на трение. [c.308]

Назначение холодильников - распределять масло по длине подшипника и HOBL.iHiaTb теплоотвод через масло, а также предотвращать вредное влияние на работу подшипников местных деформаций вкладышей у стыка. К холодильникам подводят смазочный материал. На разьемных и нераз 1>емиых ответственных крупных подшипниках холодильники выполняют в виде расточек со смешенным центром (рис. 18.8, г), которые существенно уменьшают потери на трение и нагрев подшипников. [c.383]

Влияние вторичных потерь на реактивную тягу в полете более существенно, чем при работе на месте. Дело в том, что с увеличением скорости движения аппарата увеличиваются расход и скорость эжектируемого газа и соответственно возрастают потери на трение, примерно пропорциональные количеству движения GsWs- Поскольку ударные потери в процессе смешения при этом уменьшаются, то вторичные потери, связанные с трением, становятся преобладающими и в основном определяют совершенство процесса. Если без учета этих потерь выигрыш в тяге лишь снижается с ростом а, то при реальных значениях коэффициентов потерь уже при со = 0,2—0,3 выигрыш в тяге исчезает, а для больших значений скорости движения вместо прироста получится снижение тяги. [c.561]

Определение потерь на трение в каналах вращающихся колес по среднему значению относительной скорости и по среднему значению абсолютной скорости в неподвижных каналах можно признать правильным только при определенной неравномерности поля скоростей. Для вращающихся каналов по данным Зелига [861, начиная с 3, резко увеличиваются коэффициенты потерь. Причем для труб большего диаметра они больше, чем для труб малого диаметра. В этом случае сказывается влияние относительного вихря и противотоков. В гидродинамических передачах аналогичное явление характерно для гидромуфт при малых скольжениях, когда расход в проточной части очень мал. [c.52]

Влияние давления на относительное изменение потерь на трение при поверхностном кипении показано на рис. 1.23. Возрастание давления (по крайней мере при р до 14 МПа) приводит к уменьшению отношения Архр.об/Дро [69]. [c.36]

Рис. 2.19. Влияние местных соиротивленпй и потерь на трение на гидродинамическую характеристику

В связи с изменением температуры по длине коэф ицивнт Дарси по длине также меняется. Поэтом/ расчет потерь на трение ведут по участкам,в пределах которых можно пренеерачь влиянием изменения температуры на потери напора на трение. Дайна участка выбирается по температурному шагу, рассчитываемому исходя из доцу-ртиглой погрешности расчета потерь напора на трение в долях единицы [20] [c.55]

В настоящее время в изучении рассматриваемой проблемы достигнут определенный прогресс. Накоплен значительный опытный материал по истинным паросодержаниям и потерям на трение. Разработаны методы практического расчета величин ф [1—31 и предложены номограммы для расчета А/ ,р [3]. Вместе с тем отдельные стороны проблемы остаются невыясненными. В частности, для подъемного движения недостаточно ясен вопрос о влиянии на ф и AjDjp относительной шероховатости поверхности канала и практически отсутствуют опытные данные по Ар р в области умеренных и малых скоростей циркуляции. Область опускного движения практически не исследована. [c.109]

Ранее [17] установлено, что при критическом истечении однофазной жидкости влияние сжимаемости ок ывается определяющим при протекании процесса в области, автомодельной по числу Рейнольдса (Re), при этом влияние диссипативных сил в околозвуковой области течения становится исчезающе малым вследствие вырождения турбулентности. Однако практическое использование этого эффекта в трубах при движении в них однофазных сред проблематично, прежде всего, из-за большой скорости звука в таких средах. Кроме того, влияние этого эффекта при движении однофазной среды реализуется лишь на очень коротком участке трубы, примыкающем к выходному сечению трубы, так как скорость звука в адиабатном канале постоянного сечения при движении в нем однофазной среды достигается лишь один раз на выходе из канала. Иначе обстоит дело со скоростью звука в двухфазном потоке как показано в [55], при одних и тех же параметрах торможения в зависимости от структуры двухфазного потока и степени термического и механического равновесия фаз в нем скорость звука может меняться в очень широких пределах. Кроме того, в настоящее время теоретически обоснован и экспериментально подтвержден тот факт, что скорость звука в двухфазном потоке при определенном соотношении фаз может оказаться на два порядка ниже, чем в жидкой фазе. Таким образом, трансзвуковой режим течения может быть достигнут на конечном участке длины трубопровода при умеренных значениях скорости звука (несколько десятков и даже несколько метров в секунду). В этом случае коэффициент сопротивления является функцией не только вязкости потока, но и его сжимаемости, определяемой числом Маха. Более того, при движении с околозвуковой скоростью влияние wi nnaTHBHbLX сил становится исчезающее малым вследствие вырождения турбулентности. Уменьшение потерь на трение при больших массовых расходах отмечалось в опытах при движении двухфазной смеси в замкнутых контурах циркуляции [32]. Таким образом, при критическом истечении влияние сжимаемости [c.119]

На основании вышеизложенного можно сделать вывод о том, что разработанная теоретическая модель движения вскипающей жидкости в протяженных трубопроводах при условии реализации критического режима течения на выходе из трубопровода может стать базовой для расчета расхода и потерь на трение при давижении вскипающей жидкости в трубах. При этом основное влияние на расход и потери давления на трение при гомогенном течении оказывают сжимаемость среды в форме числа Маха и физические параметры среды в форме коэффициента Грю-найзена. Другие факторы (как, например, вязкость, скольжение фаз) в исследованном диапазоне параметров являются величинами второго порядка малости. Разумеется, в реальных условиях необходимо учитывать влияние местных сопротивлений, нивелирных напоров по длине трассы и теплообмена с окружающей средой. Учет всех этих факторов предусмотрен разработанной расчетной моделью, однако возможность ее использования в качестве РТМ при проектировании магистральных трубопроводов в схемах АТЭЦ (ТЭЦ) и A T требует ее тщательной проверки путем проведения крупномасштабных модельных или натурных испытаний, особенно при высоких параметрах теплоносителя. [c.135]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...