Определение механических потерь

Рис. 184. Варианты сборки для определения механических потерь

При проектировании новых и анализе существующих механизмов силовое исследование их имеет важное значение. Знание сил, действующих в механизме, необходимо для установления рациональных конструктивных форм деталей механизма и расчета их на прочность и работоспособность, определения механических потерь мощности на трение и к. п. д. механизма, вычисления необходимой мощности двигателя, а также для решения задач регулирования движения механизма, уравновешивания движущихся масс и расчета механизма на точность. [c.56]

Электрические тормозы. По сравнению с рассмотренными тормозами электрические обладают тем преимуществом, что, будучи легло превращены в электродвигатели, они позволяют производить запуск двигателя без стартера и прокрутку его как для холодной приработки, так и для ориентировочного определения механических потерь. При одновременном испытании большого числа двигателей применение электрических тормозов даёт возможность использовать энергию тормозимых двигателей, направляя её в сеть в виде электроэнергии. [c.373]

Наравне со сложными испытаниями моделей в условиях, близких к натурным, ставятся в большом масштабе опыты для решения ограниченных задач, например,—для изучения сепарации влаги заданной дисперсности или определения механических потерь от влажности. Применяемые для этой цели конструкции экспериментальных турбин могут быть значительно упрощены. Кроме того, на специализированных стендах создаются благоприятные условия для углубленного изучения отдельных сторон рабочего процесса. [c.168]

Чтобы оценить в некоторой мере величину возможных дополнительных потерь от отражения капель, воспользуемся законом количества движения. Контрольную поверхность за направляющим аппаратом расположим так, чтобы отраженные капли ее не пересекали. Тогда при любой кратности сбрасывания капель момент количества движения потока перед рабочим колесом сохраняется неизменным. Обмен энергией между паром и отраженными каплями протекает с ее диссипацией. Это влияет на условия выхода пара и капель из рабочего колеса. Если капли вторично не касаются поверхности рабочих лопаток, то их дополнительный разгон уменьшает выходные потери, что в значительной мере компенсирует затрату энергии пара на разгон. Поэтому для первого типа движения в ориентировочных расчетах можно ограничиться выведенными ранее формулами для определения механических потерь от влажности без введения поправочных коэффициентов. [c.196]

Однако, как уже сказано, определение механической потери у модели затруднительно, и она еще мало исследована. Наверное, ова очень разнообразна и в разных лабораториях и на разных стендах даже на одном и том же она меняется после его перемонтажа. Пока можно думать, что эта потеря находится в пределах 1- 4% у мо,пелей меньших диаметров она больше, чем у крупных. Пример хорошего исследования см. [c.158]

Определение механических потерь может служить эффективным методом определения молекулярной массы полимеров, состава сополимеров, степени неоднородности сшивания, влияния термообработки на морфологию кристаллов в кристаллических полимерах, состава смесей полимеров и блок-сополимеров, степени отверждения термореактивных смол. [c.92]

В практике испытаний и исследований двигателей утвердился довольно простой метод определения механических потерь посредством прокрутки предварительно прогретого двигателя (температура охлаждающей воды и [c.12]

Как указывалось различие в значениях т],- и р/, определенных по индикаторной диаграмме и данным тормозных испытаний, объясняется не точностью определения механических потерь прокруткой [c.99]

Для определения механических потерь должны быть измерены [c.222]

Другое преимущество электрического тормоза заключается в возможности использования этого тормоза как электродвигателя для прокрутки испытуемого двигателя с целью определения механических потерь (см. стр., 295, п. в), пуска и приработки нового двигателя. [c.231]

Определение механических потерь [c.295]

Для определения эффективного к. п. д. ГТУ следует также учесть механические потери в подшипниках турбины и компрессора, которые в ГТУ составляют сравнительно небольшую величину. Механические к. п.д. турбины и компрессора находятся в следующих пределах т]м.т = г] .к = 0,98 0,99. [c.154]

Методика определения тепловых потерь рассматриваемых печей такова же, как для электрических промышленных печей других типов расчеты системы водяного охлаждения и механические также не являются специфическими для индукционных тигельных печей. Поэтому ниже изложены лишь вопросы, относящиеся к определению размеров тигельной печи и ее электрическому расчету. [c.252]

Механические потери увеличивают необходимый момент для привода пасоса, поэтому для определения приводного момента насоса следует пользоваться формулой [c.36]

Основной задачей гидромеханического расчета теплообменных аппаратов является определение величины потери давления теплоносителя при прохождении его через аппарат. При течении жидкости всегда возникают сопротивления, препятствующие движению. На преодоление этих сопротивлений затрачивается механическая энергия. Эта энергия пропорциональна перепаду давления Ар. Сопротивления в зависимости от природы возникновения разделяются на сопротивления трения и местные сопротивления. [c.248]

Для выявления областей потенциалов, которые можно было бы использовать при электрохимической защите, целесообразно определить в лабораторных условиях зависимость представляющих интерес показателей коррозии от потенциала. К числу этих показателей относятся не только скорости, определенные по потерям массы металла при равномерной коррозии, но и число и глубина образующихся язвин, скорость проникновения (разъедания) при селективной коррозии, срок службы или скорость распространения трещины в образцах под действием механической нагрузки и т. п. В разделе 2.4 дается обобщающий обзор областей защитных потенциалов для различных систем и видов коррозии. При этом можно различать четыре группы [c.62]

Так в работе [11] утверждается, что значения динамического и статического модуля упругости тождественны или отличаются между собой незначительно. Экспериментальным подтверждением служат результаты определения модуля упругости вибрационным методом, которые практически не отличаются от статического модуля упругости при сжатии—растяжении и изгибе. Другими исследователями утверждается [2, 22, 24], что между динамическим и статическим модулями упругости имеется существенное различие, которое зависит от реологических параметров материала (вязкости, тангенса механических потерь), степени анизотропии, [c.77]

Применительно к условиям разнообразных ударных нагрузок, создающих особенно большие деформации амортизаторов, кривые сила-деформация (см. рис. VH.20) служат основным фактическим материалом для оценки динамических ударных жесткостей и механических потерь в элементах амортизаторов. При соответствующих испытаниях должно быть уделено надлежащее внимание определению остаточных деформаций и оценке изменяемости характеристик амортизатора при повторных нагружениях. [c.340]

Чем меньше размеры образовавшихся в процессе конденсации капель, тем более вероятно сохранение в проточной части турбины мелкодисперсной влаги — менее вредной с точки зрения эрозии лопаток и механических потерь. Определение местоположения обильного выпадения влаги и его смещение по усмотрению конструктора — главная задача управления процессом конденсации. [c.120]

Определение параметров РЦН безусловно зависит от правильного составления энергетического баланса машины. В ряде работ [2,13,48] предложены эмпирические и полуэмпирические выражения для расчета гидравлических, объемных и механических потерь энергии в РЦН. Они основываются на подтвержденной экспериментально гипотезе об автомодельности большинства режимов лопастных гидромашин, когда число Рейнольдса Ке существенно не влияет на структуру потока в проточной части и имеет место квадратичная зависимость изменения напора от расхода жидкости. К сожалению, вопрос определения взаимосвязи между различными составляющими энергетических потерь (особенно по всей ширине эксплуатационного диапазона с учетом конструктивных данных машины и свойств рабочей жидкости) остается открытым. Исследование РЦН будем проводить на примере ЦН магистральных нефтепроводов (% = 50 - 230), которые имеют спиральный отвод и лопасти, выполненные по логарифмической спирали. Экспериментальные заводские характеристики этих насосов и их конструктивные параметры приведены в [48,55,59]. [c.11]

При таком определении механический к. п. д. учитывает механические и гидравлические потери на трение в насосе. Поэтому можно написать следующую зависимость [c.126]

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]

Очевидно, что в зависимости от величины безразмерного времени Tg = Tg/To (то — время пребывания частиц влаги на участке сопла I) коэффициент механических потерь будет меняться по кривой, схематично представленной на рис. 5-5. Коэффициент механических потерь будет равен нулю при т =оо и % = 0 и при определенном значении tg примет максимальное значение. [c.128]

Из-за существования механических потерь действительный момент на валу насоса Mi >Msi (mtp вместо Okl на рис. 8.2), а на валу гидромотора меньше < M 2 dlf вместо аЬс на рис. 8.2). Поскольку перепад давлений на гидромоторе пропорционален моменту, во втором квадранте рис. 8.2 можно построить зависимость расхода утечек Qy от перепада р (oq на рис. 8.2), которая в определенных масштабах будет изображать зависимость потерянной скорости (Од от нагружающего момента Mj. Смещая в этих масштабах границу рассмотренных зон 0 1 в положение O g, а характеристическую кривую If в положение gh, можно получить статическую характеристику гидропривода, границу зоны В (точка h на рис. 8.2) [c.203]

У крупных вертикальных натурных турбин потеря в подпятнике достаточно точно определяется по его нагреву в установившемся режиме, для чего замеряются расход охлаждающей подпятник воды и повышение ее температуры. Обычно к турбине относят лишь половину теряемой так мощности вторая ее половина относится на счет генератора. Лишь при особо тщательных опытах деление производится пропорционально осевым усилиям, даваемым генератором и турбиной. Определенная по первому способу деления для восьми различных крупных натурных турбин относительная механическая потеря оказалась равной 0,13-н 0,23%, для одной менее мощной — около 1%. [c.158]

Определение динамического модуля сдвига и тангенса угла механических потерь на установке с прибором типа торсионного маятника [c.56]

Общее решение уравнений (11)-(16) дал возможность определения энергетического баланса РЦН на основе расчета взаимосвязанных гидравлических, объемных и механических потерь на полном интервале функционирования машины и теоретического построения характеристик РЦН по его каталожным данным. [c.14]

Создана модель реальной центробежной гидромашины в координатах действительных чисел (скалярная модель), которая дает возможность определения энергетического баланса насоса на основе расчета взаимосвязанных гидравлических, объемных и механических потерь на полном интервале функционирования машины. [c.25]

В четвертом разделе разработаны теоретические основы моделирования реального (с учетом потерь) ЦН в координатах действительных чисел (скалярная модель). Предложена схема замещения реального ЦН и соответствующая система нелинейных уравнений равновесия и непрерывности, дающие возможность теоретического построения характеристик насоса по его каталожным данным. Создана методика расчета параметров схемы замещения ЦН и установленная структура исходной информации для математического моделирования ЦН. Создан банк расчетных режимных параметров для моделирования серии ЦН магистральных нефтепроводов. Разработана методика определения энергетического баланса ЦН на основании расчета взаимосвязанных гидравлических, объемных и механических потерь на полном интервале функционирования машины. [c.32]

Изоэнтропный КПД (без учета механических потерь и утечек) может быть определен по результатам испытаний [c.456]

Политропный КПД неохлаждаемого компрессора (без учета утечек и механических потерь) может быть определен по результатам испытаний [c.457]

При этом тангенс угла механических потерь может быть определен по формуле [c.159]

Определение динамического модуля сдвига и тангенса угла механических потерь на установке с прибором типа торсионного маятника. Как известно, метод крутильных колебаний может дать интересную информацию не только об упруговязких свойствах полимеров, но и о микроструктуре, обусловливающей эти свойства. [c.232]

Определение динамического модуля упругости и тангенса угла механических потерь на установке с использованием принципа бегущих волн. Обычные методы и установки [33] для исследования динамических механических свойств полимеров не дают возможности определять модуль упругости Е и тангенс угла механических потерь tg б в широком интервале достаточно высоких частот при одноосном растяжении. Для измерения и tg б в интервале частот от 100 до 40 ООО Гц разработана установка с использованием принципа бегущих волн 31]. Особенностью установки является возможность испытания деформированных образцов. Сущность метода заключается в том, что вдоль образца движется каретка, в которой с противоположных сторон закреплен вибратор и приемник при помощи генератора в образце создается бегущая продольная волна, которая фиксируется приемником. [c.235]

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]

Испытывалась модель диаметром 250 мм десятилопастного рабочего колеса высоконапорной поворотнолопастной турбины. Схема экспериментальной установки показана на рис. 7-34. Испытания производились при напорах 9—16 м. Расход измерялся с помощью мерного водослива, напор — прецизионными манометрами. Для замера мощности служил качающийся динамометр постоянного тока мощностью 130 л. с. он же использовался в качестве двигателя для определения механических потерь в турбине и в самом динамометре методом холостого хода . Поскольку основным предметом изучения являлась щелевая кавитация, поток вблизи периферии исследовался подробно. Радиальная составляющая потока, возникающая вследствие непостоянства циркуляции на периферии колеса в горловине камеры, измерялась с помощью протарированных трубок Пито, выполненных в виде барабана одновременно использовались цилиндрические трубки Пито и зонды замера общего давления. Положение мерных сечений показано на рис. 7-35. Используя кривые распределения осевых составляющих скоростей с г1 и Ст2 И углы радиэльного наклона потока 61 и 62, получили характер потока на входе и выходе из рабочего колеса, причем линии тока [c.161]

На обычном энергетическом стенде мощность, воспринятая рабочим колесом, передается валу. Далее, одна ее часть поглощается трением в опорах, а другая гаоигтся в тормозе.. Таким образом, до него доходит и им намеряется мощность потока за вычетом потерь гидравлических и механических. Каковы эти потери, каждая в отдельности, остается неизвестным, так как определение механической потери само по себе затруд-иительно. Между тем для определения качественности [c.131]

Насосные потери относят к механическим потерям, так как практически механические потери, т. е. потери на трение, обычно определяют на стенде путем прокручивания прогретого двигателя э.пектродвигателем стенда. При таком способе определения механических потерь в мощность, затрачиваемую на прокручивание, входит также и мощность, необходимая для осуществ.ле-пня впуска и выпуска воздуха, т. е. мощность насосных потерь. П связи с этим формула (39) примет вид [c.48]

Н. С. Ждановский, К определению механических потерь автотракторных двигателей способом выключения цилиндров,. Лвтомоб. и тракт, пром., № 6 (1952). [c.217]

Тормозная сила экрана в механизме поступательного перемещения Рз = Рэ/и, сила и мощность на выходе механизма /"вых = Рэм — 0,5Рэ, Рвых = Рвых . Определение механических потерь и к. п. д. производится, как указано выше. [c.150]

При определении эксергетического КПД установки в целом полезную работу (с учетом механических потерь, расхода работы на привод вспомогательных механизмов и др.) следует относить к изменению эксергни первичных источников энергии, которые применяются для получения теплоты. Если нагревателем служит камера сгорания, то вводимая в установку эксергия равна эксергии топлива Э. , значение которой близко к значению так называемой высшей теплоте сгорания топлива. Однако при сжигании органических топлив в камерах сгорания происходят большие потери эксергии, доходящие до 50%. Это вызвано тем, что по условиям прочности деталей установок допускаемая максимальная температура рабочего тела значительно ниже максимальной теоретической температуры горения топлив. Эта вынужденная разница температур эквивалентна, в смысле влияния на-работоспособность, необратимому теплообмену между источником теплоты п рабочим телом при такой же разности температур. [c.380]

Площадь нижней петли отрицательна, поскольку составляющие ее процессы направлены иротив часовой стрелки. Она представляет собой работу, затрачиваемую на всасывание смеси и выхлоп отработавших газов, которую условно относят к механическим потерям и при определении индикаторной мощности двигателя в расчет не принимают. [c.185]

Даем пример такого разделения в поворотноло-пастной турбине [Л. 65]. Модель на энергетическом стенде ( il-2) испытывается на воде с определением ее к. п. д. т), затем с определением ее механической потери ( 12-2). Вычет последней из общей по- [c.160]

ИЦН — это одноступенчатый и однопоточный ЦН с бесконечным количеством Кл=° беспредельно тонких лопастей для перекачивания идеальной жидкости, в котором отсутствуют потери мош,ности. ТЦН — это аналог ИЦН, оборудованный колесом из конечным количеством лопастей определенной толш,ины, в котором отсутствуют объемные, гидравлические и механические потери. РЦН — это реальный аналог ТЦН с потерями мош,ности, который работает с однородной (ньютоновской) жидкостью. [c.8]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...