445 — Потери на трение

В уравнении (21.6) отсутствует слагаемое, учитывающее затраты теплоты топлива на механические потери Q ex. Это объясняется тем, что основное количество теплоты механических потерь (трения) отводится охлаждающей водой и маслом и входит в а некоторая [c.182]

Местные потерн напора в трубах п ш полностью открытой задвижке ( = 0) принять равными 15% от суммарной потери трения по их длине. Вязкость воды V = = I сСт. [c.263]

Найти время, необходимое для того, чтобы разность уровней уменьшилась до Я = 0,1 м, учитывая в трубке только потери трения. [c.321]

Определить мощность насоса, установленного на станции, учитывая в трубопроводе только потери трения по длине (к = 0,015). [c.429]

Другим примером служит механизм кузнечно-прессовой машины (рис. 6.8). Для снижения потерь трения вместо левого ползуна применено коромысло 5. Оно имеет такую конструкцию, что центр масс 5й находится в точке и шъ = шл. Центр масс совершает возвратное движение по дуге (а не по прямой, как С), но с тем же размахом. Поэтому, строго говоря, (1)5=7 Фз, ф4 ф. . Однако главные векторы сил инерции Ф5 и Фч, а также Ф4 и Ф2 попарно очень близки по модулю друг к другу и почти противоположно направлены. Поэтому т. е. механизм обладает практически полной статической уравновешенностью. Но моментной уравновешенностью он не обладает. [c.209]

Если использовать приведенный коэффициент трения, то при представлении потерь трения качения потерями на поверхности диаметром 3 по формуле (20.19), = ЕЛ (1 + ЗфО) = фРЗ/2, [c.252]

Как нетрудно видеть, расчет скорости истечения более удобно вести по приведенным скоростям, чем по числам М. Истинные значения скорости истечения немного ниже определяемых по формулам (77) —(80), так как некоторых потерь трения избежать нельзя, но погрешность этих формул обычно не больше [c.34]

Все рассмотренные выше результаты получены в предположении, что потери трения в элементах эжектора пренебрежимо малы, и эффективность эжектора зависит только от ударных потерь, возникающих в процессе смешения. В действительности, помимо потерь при смешении, в элементах эжектора имеются дополнительные, вторичные потери, не связанные с самим существом процесса подмешивания дополнительной массы. Это в первую очередь гидравлические потери в соплах (потери полного давления газов до входа в камеру), потери на трение в смесительной камере и потери при торможении потока в диффузоре. [c.560]

Пренебрегая потерями трения по длине трубопровода (который предполагается коротким), определим местные [c.159]

Определить, пренебрегая потерями трения, расход в трубопроводе при напоре // = 3 м. и коэффициенте сопротивления вентиля С = 5. [c.160]

Коэффициент сопротивления входа в трубу принять g = 0,5, потери трения не учитывать. [c.165]

Выражая потери трения и местные потери общими формулами [c.226]

Определить расход циркулирующей в кольце воды, принимая, что местные потери составляют 5Э /о потерь трения и пренебрегая охлаждением воды в трубах. Шероховатость трубопровода — [c.249]

Учитывать потери трения в трубках и местные потери (вход в трубки С=0,5, выход из трубок С=1). Кинематический коэффициент вязкости воды м = 0,9сс/га. [c.253]

Найти требуемый диаметр D трубопровода, учитывая только потери трения. [c.256]

Сопротивлением входа в трубу пренебречь, потери трения определять, принимая коэффициент сопротивления трения X постоянным. [c.372]

Потерями трения по длине трубки пренебречь. [c.177]

Местные потери напора в трубопроводе принять равными 10% от потерь трения по его длине. [c.262]

А п В учитывать только потери трения по длине (к = 0,03). [c.444]

Сопротивление определяется формированием пограничного слоя, зависит от числа Рейнольдса Ре, шероховатости поверхности и формы профиля. На формирование потерь оказывает влияние толщина выходных кромок расстояние между лопастными системами и центробежный эффект при вращении. Потери трения в каналах гидродинамических переда ч увеличиваются с увеличением шероховатости и уменьшаются с увеличением числа Рейнольдса Ре. [c.48]

Потери трения определяются по формуле [c.51]

Образование вторичных вихрей в каналах лопастных систем обусловлено разностью давлений на тыльной и лицевой сторонах лопастей, т. е. перетеканием по стенкам тора и чаши из области повышенных давлений (лицевая сторона) в область пониженных давлений (тыльная сторона). В середине канала жидкость течет от тыльной стороны к лицевой. Выделить и подсчитать величину потерь при указанных видах вихреобразования в гидродинамических передачах пока не представляется возможным, поэтому они косвенно входят в потери трения. [c.52]

При малых расчетных передаточных отношениях (малая быстроходность) лопастная система турбины будет сильно изогнутой и при наличии лопастей постоянной толщины будет иметь каналы с большой диффузорностью, что вызовет дополнительные потери и снижение к. п. д. Диффузорности можно избежать за счет профилирования лопастей, которые при малых ip получаются очень толстыми. [Распределение скоростей вдоль лопасти при этом будет равномерным, но так как каналы станут узкими, то при большой величине скоростей увеличатся потери трения, что приведет к понижению к. п. д. [c.103]

Сумма потерь трения и диффузорных потерь равна [c.117]

С увеличением расхода увеличиваются потери трения и разница между напорами лопастных систем турбины и насоса, соответственно уменьшается к. п. д, гидротрансформатора. Момент лопастной системы насоса в зависимости от расхода меняется по параболе (штриховая линия). Из рис. 50 видно, что в зависимости от диапазона [c.120]

Отсюда следует, что в гидродинамической муфте, если исключить механические потери и потери трения о воздух, отсутствует преобразование момента и коэффициент преобразования (трансформации) равен единице. [c.230]

Следовательно, влияние вязкости обусловлено не только потерями трения, но и дополнительным вихреобразованием, которое зависит рт лопастной системь . Из рис. 140 следует, что с увеличением [c.247]

При допущении, что X не зависит от режима работы, по известным значениям расхода определяются потери по колесам, приведенные к потерям трения. Из суммы потерь на каждом режиме работы исключаются потери диффузорные и трения, затем определяются суммарные потери от углов атаки по всем колесам [c.310]

Исходные данные перечислены в начале 4.6. Так как станок запускается в режиме холостого хода, т. е. когда нет процесса резания, то вся энергия электродвигателя расходуется на увеличение кинетической энергии агрегата и на преодоление потерь трения. Наиболее сил1)Но трение проявляет себя между ползуном 5 и неподвижной направляюигей. Силу трения / , в этой поступательной паре в первом приближении можно принять постоянной (рис. 4.16, б). Трение в других кинематических парах учитывать не будем, поскольку оно относительно слабо выражено. Точно так же опустим влияние сил тяжести. Механическая характеристика асинхронного электродвигателя /Vl(iOp i) изображена на рис. 4.16, в. Пусть начальные условия движения таковы при t = имеем ((, = = [c.161]

Пример 3. На участке цилиндрической трубы между двумя сечениями i и 2 в результате гидравлических потерь (трение, местные сопротивления) снижается полное давление движущегося газа. Потери полного давления между сечениями 1 а 2 оцениваются величиной коэффициента сохранения полного давления а = р /р < 1. Определить характер изменения скорости и статического давления газа в трубе при отсутствии теплообмена с вяещней средой. Запишем, воспользовавшись формулой (109), условие равенства расходов газа в сечениях i и 2 [c.239]

Наряду с этим, как видно из рис. 5.23, при %а > Ярасч тяга резко уменьшается, т. 6. сопло с перерасширением газа применять нецелесообразно, если даже не учитывать повышенных потерь трения в нем и возможности образования скачков уплотнения при уменьшении величины Яс. [c.248]

При сопоставлении теоретических зависимостей, например, (6.60) или (6.64) с экспериментальными следует принять во внимание, что в них не учитываются потери трения. Если же расчетный участок /о, на котором происходит стабнли.зация потока, достаточно велик, то эти потери могут оказаться сопоставимыми с потерями на дес юрмацию потока. Поэтому при постановке опыта следует из измеренных потерь вычесть потери по длине на эквивалентном участке. Это разумеется лишь приближенный способ учета потерь на трение, но он может дать улучшение совпадения теоретических и экспериментальных данных. [c.174]

Пренебрегая потеря трения по длине трубопровода (который предполагает/я коротким), определим местные потери вход в трубог овод ,а = расходоме ) [c.154]

Определить расход циркулирующей в кольце воды, принимая, что местные потери напора составляют 50% потерь трения по длине и пренебрегая охлаледением воды в трубах. Шероховатость трубопровода Д = 0,2 мм. Плотность воды при температуре = 95° С равна pi = 962 кг/м и при о = 65°С p.j = 980 кГ/м [c.250]

Кроме потерь трения значительную часть гидравлических потерь составляют потери вихреобразования, которые зависят от ряда факторов. Кольцевая форма проточной части гидродинамических передач, с одной стороны, и изогнутость лопастных систем, с другой, приводят к перераспределению скоростей и давлений, что влечет за собой увеличение неравномерности потока примерно так же, как и в коленах обычных труб. Но наряду с этим в проточной части имеются и свои особенности. Колено проточной части гидродинамических передач является как бы бесконечным по ширине при конечных размерах радиуса поворота и высоты в направлении радиуса (см. рис. 7), вследствиечегосостояниепотокабудетхарактеризоваться увеличением давления и скорости от внутренней стенки к внешней. При таком состоянии уменьшаются вторичные токи в месте поворота потока, но усугубляется действие местной диффузорности. Происходит как бы обтекание цилиндра кольцевой формы с нарастанием давления по внутренней поверхности [41]. Так как скорости при этом уменьшаются и энергии частиц жидкости недостаточно, чтобы преодолеть нарастание давления, происходит отрыв потока с образованием вихрей, энергия которых при рассеивании их превращается в тепло. [c.52]

Дисковые потери возникают из-За трения наружной поверхности дисков колес о рабочую жидкость. В результате этого трения механическая энергия частично или полностью превращается в тепло и оказывается по -ерянной. Дисковые потери складываются из потерь трения о жидкость плоских, криволинейных и цилиндрических поверхностей диска. В отличие от насосов, компрессоров и турбин, где один из смежных дисков вращается, а другой неподвижен, в гидродинамических передачах такой случай является частным. В них смежные диски могут иметь различные относительно друг друга скорости сложную форму на отдельных участках одного и того же диска различные условия взаимодействия, с жидкостью и со смежным диском (различную ширину зазоров, скорости смежных дисков и их обработку). [c.60]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...