Механические и гидравлические потери

Гидротрансформатор всегда работает в системе двигатель — гидротрансформатор— коробка передач — движитель (рабочая машина). Экономичность и слаженность системы зависит от работы отдельных элементов и правильного согласования их друг с другом. Двигатель, гидротрансформатор и рабочая машина образуют единую систему, равновесное состояние которой определяется энергетическим балансом с учетом мощности, отводимой на вспомогательные нужды и затраченной на преодоление механических и гидравлических потерь, [c.203]

Экспериментальная зависимость между давлением газа р и занимаемым им объемом V в цилиндре поршневого компрессора называется индикаторной диаграммой. Для идеального компрессора, в котором механические и гидравлические потери отсутствуют, а движение поршня происходит во всем геометрическом объеме цилиндра, эта зависимость изображена на рис. 5.17. [c.98]

Объемные, механические и гидравлические потери в гидромашинах. Геометрическая производительность не может полностью характеризовать, какое количество рабочей жидкости подает в напорный трубопровод гидросистемы насос, а для практических целей этот показатель весьма важен, ибо от него зависит скорость движения поршня или плунжера, а также скорость вращения гидромотора. На производительность насоса оказывают влияние многие факторы. [c.34]

Избыточная площадка индикаторной диаграммы цилиндра сгорания идёт на работу зарядного компрессора, на механические и гидравлические потери в генераторе. [c.613]

Кроме механических и гидравлических силовых (внешних) потоков УТ имеет диссипативный поток внутренних потерь. Этот поток характеризует механические и гидравлические потери, происходящие внутри машины вследствие механического трения ее деталей, а также потери напора жидкости благодаря наличию в последней вязкого трения трения жидкости о стенки каналов, внутреннего трения, различных местных потерь на сжатие потока, расширение, завихрение, внутренней циркуляции. При работе машины имеют место также периодическое сжатие жидкости и ее последующее расширение, а также периодическое расширение и сжатие каналов. Эти явления вызывают потерю энергии на гистерезис. [c.31]

Внутренний и общий коэффициент полезного действия гидростатической машины. На рис. 1.40 приведены данные по внутреннему к. п. д. насоса НД-5. Из графиков следует, что механические и гидравлические потери являются сложной функцией оборотов насоса, давления и производительности. Из рис. 1.40, а следует, что с увеличением оборотов и уменьшением давления падает. [c.73]

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

Понятно, что вращение турбины на холостом ходу сопровождается механическими и гидравлическими потерями, поэтому для преодоления их к насосу должна подводиться соответствующая мощность. Эту мощность можно реализовать, если в круге циркуляции имеется определенный расход Q. Следовательно [c.179]

Переход в тепло механических и гидравлических потерь энергии приводит к возникновению внутри машины областей с более высокой температурой. Из этих областей поток тепла идет на нагрев рабочей жидкости, проходящей через машину, и к наружной поверхности корпуса. [c.75]

А и А jOg — механические и гидравлические потери на трение в погружном агрегате и колоннах насосных труб при тех же режимах работы. Эти потери определяются следующим образом. За короткий промежуток времени (несколько минут) неоднократно [c.210]

Реальный компрессор. Процессы в реальном компрессоре протекают с механическими и гидравлическими потерями за счет внутреннего теплообмена. [c.241]

Увеличение числа ступеней сжатия значительно приближает процесс сжатия к изотермическому. Но наряду с этим конструкция компрессора усложняется, возрастают механические и гидравлические потери, снижается механический и общий к. п. д. компрессора. [c.244]

Примем, что теплообмен между рабочим телом и средой отсутствует, отсутствуют также механические и гидравлические потери, рабочее тело — идеальный газ, поршень идеального компрессора в крайнем [c.274]

Реальный компрессор. Процессы в реальном компрессоре протекают с механическими и гидравлическими потерями. [c.275]

Механический к. п. д. дизеля, определяемый как отношение эффективной мощности к индикаторной, характеризует величину механических и гидравлических потерь в трущихся частях двигателя, а также затрату мощности на привод вспомогательных механизмов дизеля (топливные, водяные, масляные насосы, механизм газораспределения и др.) он зависит от конструкции и качества сборки машины и при номинальной мощности принимает значения от 0,75 до 0,9. Графическая зависимость механического к. п. д. дизеля от нагрузки представлена на рис. 26. [c.70]

МЕХАНИЧЕСКИЕ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ [c.58]

Значения составляющих, входящих в знаменатель, рассмотрены в разделе Механические и гидравлические потери . [c.73]

При отключенных гидродвигателях рабочее тело гидропривода — жидкость — перекачивается насосом Н из бака Б к распределителю Р и обратно в бак Б. Всасывающая, напорная и сливная гидролинии образуют цепь циркуляции. Поступающая от ДВС энергия расходуется на преодоление механических и гидравлических потерь в цепи циркуляции. Эта энергия в основном идет на нагрев жидкости и узлов гидросистемы. [c.62]

Механические потери возникают вследствие трения деталей подшипников, плунжеров, уплотнений. Гидравлические потери вызываются сопротивлением движе- нию потока жидкости в трубопроводах, распределителях, насосе и двигателе. Механические и гидравлические потери принято учитывать совместно с гидромеханическим КПД.. [c.64]

При холостом ходе гидродвигателя, пренебрегая малыми значениями механических и гидравлических потерь, можно считать [c.30]

Пренебрегая маЛыми значениями механических и гидравлических потерь в гидродвигателе и рабочих гидролиниях, можно записать [c.39]

Графики отражают влияние механических и гидравлических потерь а зависимость мощности двигателя от давления рабочего тела (частоты вращения) б зависимость КПД двигателя от давления рабочего тела (частоты вращения) 1 — гидравлические потери 2 — механические потери [c.166]

К.п.д. гидропривода с машинным управлением учитывает объемные, механические потери в гидромашинах и гидравлические потери давления в гидролиниях (трубопроводах, фильтрах, распределителях) [c.105]

Температуру рабочей жидкости в баке измеряют ртутным термометром. Величину общего к. п. д. всей системы гидропривода с учетом механических потерь насоса и гидродвигателя, объемных и гидравлических потерь во всех агрегатах, размещенных на пути рабочего потока жидкости от насоса к гидродвигателю, определяют отношением полезной мощности на валу испытываемого мотора к приводной мощности, поглощаемой насосом. [c.127]

Под характеристикой УТ понимаются математические зависимости, устанавливающие связь между факторами механического и гидравлического потоков, а также выражающие значения диссипативных потоков, т. е. механических, гидравлических и объемных потерь в машине. [c.32]

Обычно используемые в качестве основных элементов объемных гидропередач роторные гидромашины характеризуются большими поверхностями трения, механические и объемные потери на которых превалируют над остальными, и поэтому в качестве математической модели роторной гидромашины принимается такая, в которой рассматриваются потери только в зазорах между упомянутыми поверхностями. Разумеется, принятие такой модели не исключает существование и иных видов потерь (например, гидравлические потери, потери в уплотнениях, на перемешивание рабочей жидкости и т. д.), которые чаще всего раздельно не рассматриваются. Поскольку коэффициенты потерь определяются экспериментально, то соответствующим их корректированием можно с достаточной для практических целей точностью описывать рабочий процесс. [c.183]

Потери мощности в приводе, состоящем из насоса и мотора, равны сумме объемных и механических (включая гидравлические) потерь мощности в этих агрегатах, а следовательно, полный к. п. д. привода равен произведению их к, п. д. [c.270]

Описанную в гл. 1 конструкцию можно промоделировать с помощью эквивалентной схемы, в которой объединены механические и гидравлические элементы (рис. 2.14-2.16) 1 — сила, приложенная от агрегата F (Н) 2 — комплексная жесткость обечайки (с учетом потерь в резине) с(1 + Tjj) (Н/м) 3 гидравлическая часть в механической системе 4 — инерционность в кольцевом канале Li (Н с /м ) 6 — емкость между рабочей и дополнительной камерами за счет сопротивления промежуточной мембраны Е р (м /Н) диссипативное сопротивление [c.40]

В центробежных насосах, помимо объемных потерь (утечек), учитываемых объемным КПД Г о и определяемых выражением (13.5), а также потерь напора в проточной части насоса, учитываемых гидравлическим КПД и определяемых выражением (13.6), имеют место и механические потери, которые учитываются механическим КПД t]M, определяемым выражением (13,7). Разность Р—Рм в выражении (13.7) обычно называют гидравлической мощностью. Гидравлическая мощность Рт — это та мощность, которую развивал бы насос при отсутствии объемных и гидравлических потерь мощности. Таким образом, Рг= (С-ЬДС у)уЯт, а механический КПД Ци=Рт Р, где Р —мощность насоса, определяемая выражением (13.2). [c.188]

Потери в насосе складываются из механических потерь на трение в подшипниках, которые оцениваются механическим КПД т)м, потерь на перетечку жидкости между нагнетательной и всасывающей стороной через зазоры между колесом и корпусом, которые оцениваются объемным КПД т],,, и гидравлических потерь на преодоление сил трения о стенки и местных сопротивлений, которые оцениваются гидравлическим КПД %. Таким образом, КПД насоса равняется произведению механического, объемного и гидравлического КПД [c.74]

В-третьих, дополнительные тепловые потери, связанные с наличием непрерывного теплообмена между рабочим телом и окружающей средой через стенки цилиндра, головку блока, днище поршня, а также с утечкой рабочего тела через неплотности между цилиндром и поршнем, с преодолением механических и гидравлических сопротивлений, Кроме того, потери теплоты в реальном двигателе зависят от температуры (подогрева) остаточных газов и избыточного воздуха (при а > 1) или от химической неполноты сгорания топлива (при а< 1). [c.35]

Доменный газ имеет теплоту сгорания 980— 1000 ккал1м . Поэтому неизбежны затраты мощности на сжатие большого количества доменного газа, необходимого для камеры сгорания. Из развиваемой турбиной мощности 26 700 кет компрессор низкого давления потребляет 7700 кет, компрессор высокого давления — 7350 кет и газовые компрессоры — 3050 кет. Механические и гидравлические потери составляют 700 квт таким образом, избыточная мощность на муфте генератора равна 7900 кет. Расчетный к. п. д. установки 24,5%, при работе на жидком топливе он повышается до 28%. [c.88]

Последняя модель молота фирмы Las o (ФРГ) имеет короткий, но ускоренный рабочий ход. Она оборудована новой автоматической двухвысотной системой управления с бесступенчатой регулировкой в дополнение к системе программного управления. Механические и гидравлические потери очень небольшие, так что максимальная скорость бабы лишь на 5% меньше теоретического максимума. Все ударные нагрузки, возникающие при работе молота, надежно демпфируются вследствие упругой изоляции между приводом и стойками. Энергия в [c.135]

Выработка поверхности рабочих элементов двигателя, выкрашивание, забоины, возникающие из-за наличия пыли и других механических частиц в засасываемо.м атмосферном воздухе, возникновение обледенения на входе в двигатель могут вызывать дополнительные газодинамические и гидравлические потери в различных элементах двигателя его входном устройстве, компрессоре, камере сгорания, турбине, форсажной ка,мере и реактивном сопле. При эксплуатации двигателя на очень большйх [c.167]

Управление последовательностью работы основного технологического оборудования от ЭВМ вместо индивидуальных пультов числового программного управления и тем более локальных средств автоматики, механических и гидравлических систем позволяет в ряде случаев повысить режимы обработки, а следовательно, и технологическую производительность К, если эти режимы не лимитируются режущими свойствами инструмента, быстродействием следящего. привода и т. д. аналогично можно сократить и холостые ходы цикла (время установочных перемещений, подвода и отвода инструмента и т. д.), т. е. уменьшить потери производительности из-за холостых ходов цикла А( 1. Кроме того, более высокая надежность передачи и воспроизведения управляющей информации непосредственно от ЭВМ по сравнению с индивидуальными процессорами, где программа кодируется на перфокартах, перфоленте, магнитной ленте, дает возможность повысить точность перемещений исполнительных механизмов, а следовательно, сократить потери по браку ДСу. Вместе с тем интенсификация режимов приводит к снижению стойкости инструмента, а следовательно, росту потерь времени t 2 и потерь производительности AQII из-за простоев по инструменту. [c.394]

Ча1сть мощности двигателя, как уже указывалось, будет затрачена на преодоление механических и гидравлических сопротивлений в механизмах силовой передачи. Эти потери оцениваются механическим к.п.д. силовой передачи и мощностью на ведущих колесах [c.87]

Разработка аналитического баланса заключается в соста1влении фактических балансов ло отдельным агрегатам и установкам с последующей оценкой полезного расхода энергии и энергетических потерь. При составлении аналитических балансов особое внимание необходимо уделять классификации энергетических потерь. Большинство статей энергетических потерь определяется расчетным путем, поэтому аналитические балалсы являются в известной мере условными. Для количественной оценки энергетических потерь (в зависим ости от назначения л ларактеристики промышленного предприятия) составляются частные энергетические балансы в аналитическом виде топливный, тепловой и электрической энергии в отдельных случаях целесообразна разработка аналитических балансов механической и гидравлической энергии, холода и сжатого воздуха. [c.128]

Все эти преобразования сопровождаются потерями механического и гидравлического характера, причем последние преобладают. Основным свойством гидротрансформатора является его способность преобразовать величину момента, воспринимаемого насосным колесом. Соотношение между моментами турбинного и насосного колес зависит от соотношения между числами их оборотов, как это видно из примерной характеристики гидротрансформатора (рис. 5, б.). При малых значениях отношения чисел оборотов турбинного и нососного колес гидротрансформатор способен увеличить воспринимаемый им момент в несколько раз. [c.10]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...