Определение потерь от трения

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ОТ ТРЕНИЯ И МЕСТНЫХ СОПРОТИВЛЕНИЙ [c.21]

Расчетная формула для определения потери от трения при, продольном омывании пучков труб и каналов постоянного сечения (газовая сторона трубчатого воздухоподогревателя, регенеративный возду-316 [c.316]

При выборе подшипникового сплава для двигателей тракторов Беларусь выполнен ряд исследований по определению потерь на трение в подшипнике от условий работы. Для изучения внутренних потерь трения в подшипниках двигателя была применена специально созданная установка. Установка включала модель одноцилиндровой секции, соединенную с балансирной машиной (рис. 2.9). Трение измерялось одновременно во всех подшипниках секции (два коренных и один шатунный). Из силовой схемы (рис. 2.9, а) видно, что коренные подшипники имели удельные давления ниже удельных давлений на шатунных вкладышах. Для исследований применялся двухопорный короткий вал с диаметрами опорных шеек, равными диаметрам коренных шеек коленчатого вала. [c.72]

Следует, правда, отметить, что при такой системе расчета несколько занижаются потери от трения, так как теплоперепад О —Г меньше теплоперепада 0 —1. Однако разница эта обычно ничтожна, и при определенной условности предлагаемой методики расчета с этим фактором можно не считаться. Если [c.127]

Влияние числа М. Число М учитывает сжимаемость рабочей среды. Влияние М на величину потерь энергии в решетке сказывается прежде всего через изменение распределения скоростей по контуру профиля. При увеличении числа М в эпюре распределения скоростей вдоль контура лопатки обостряются пики и таким образом увеличивается отношение максимального значения скорости в канале к скорости, например за решеткой. Это, естественно, приводит к некоторому возрастанию величины потерь энергии от трения в пограничном слое. Указанное увеличение потерь от трения учитывается при определении коэффициента профильных потерь расчетным путем. Опыты, однако, показывают, что указанное возрастание потерь энергии с увеличением числа М в области докритических скоростей (при М < М р) является незначительным. [c.96]

Формулы для определения потерь от влажности, трения и утечек пара [c.211]

Если воспользоваться исходной формулой (5-99) для потерь от теплообмена и построить зависимость разности температур 7в — Та и количества тепла AQ от безразмерного времени Тт, то, как и для потерь от трения, получим кривую, имеющую при определенном значении Тт максимальную величину потерь (рис. 5-6). [c.129]

Пограничный слой при осесимметричном закрученном течении газа в канале является пространственным в том смысле, что все три составляющие скорости отличны от нуля. Его параметры, однако, зависят лишь от двух независимых переменных. Для несжимаемой жидкости в [1-4] проведены исследования пограничного слоя, основанные на использовании интегральных соотношений. Пограничный слой в сжимаемом газе при наличии закрутки внешнего потока, числе Прандтля Рг = 1 и линейной зависимости коэффициента вязкости от температуры исследовался численными методами в [5, 6], но эти исследования ограничивались рассмотрением автомодельных течений. Поэтому определенный интерес представляет расчет неавтомодельного сжимаемого пограничного слоя при наличии закрутки внешнего потока. Этот случай имеет большое практическое значение для определения потерь на трение и тепловых потоков в соплах. При этом для определения параметров внешнего течения могут быть использованы разработанные в последнее время эффективные методы расчета [7]. [c.533]

Коэффициент, учитывающий потери от трения 11 Формула определения значения Q 12 1 [c.232]

Коэффициент, учитывающий потери от трения Т1 Формула определения значения Q I [c.233]

Процесс расширения пара в -диаграмме для турбинной ступени с учетом дополнительных потерь. Рассмотренные в этом параграфе относительные потери энергии в ступени от трения диска, от парциального подвода пара, от утечек и от влажности пара необходимо учитывать при построении процесса расширения пара в А, 5-диаграмме для турбинной ступени. При определении состояния пара за ступенью с учетом перечисленных потерь необходимо, используя коэффициенты относительных потерь вычислить абсолютные потери энергии для 1 кг пара Д, А, зд по следующим формулам потери от трения [c.101]

Следует заметить, что найденные формулы для определения потерь на трение, установившейся угловой скорости вала двигателя, времени разгона и выбега и критической скорости ротора основываются на потерях на трение, которые довольно неопределенны. Даже коэффициент трения таких хорошо изученных узлов как подшипники качения для одного и того же подшипника может изменяться в несколько раз [2, 7]. Толкатели гораздо более сложные механизмы. Потери на трение в них зависят еще от очень многих факторов, причем таких трудно учитываемых как точность сборки, время обкатки и др. Приведенные выше формулы поэтому при всей их громоздкости не дают совершенно достоверных результатов, и эти результаты следует рассматривать только как оценочные. Формулы не следует пытаться уточнить путем усложнения, так как точные значения могут дать только эксперименты с толкателями конкретных конструкций и осторожная экстраполяция результатов на толкатели других конструкций. [c.114]

Все предыдущие рассуждения относились к тому случаю, когда величина тяги ракеты считалась постоянной и единственным изменяемым параметром было время выгорания топлива. Однако большие потери в скорости и дальности при полете малых ракет в атмосфере, иллюстрацией чего служат рис. 1.11 и 1.12, наводят на мысль, что более выгодным в отношении минимизации потерь от трения о воздух и от силы тяжести будет режим переменной тяги. Для строгого определения оптимальной программы тяги необходимо пользоваться методами вариационного исчисления, как, например, в работе [17]. [c.29]

При более точных (проверочных) расчетах принимаются во внимание факторы, которые учитываются коэффициентом полезного действия. Последний определяется из следующих предположений. Потеря мощности в планетарной передаче образуется из потерь на трение в зацеплениях, опорах и потерь на размешивание и разбрызгивание масла. Расчетным путем относительно точно можно определить потери в зацеплении и опорах. Аналитическое определение гидравлических потерь сложно и приближенно, поэтому их определяют опытным путем. Обычно они составляют небольшую часть от потерь в зацеплении и в расчетах часто не учитываются. [c.165]

Эффекты трения многообразны и включают потери от упругого гистерезиса, от дифференциального скольжения на площадках контакта, от трения тел качения в гнездах сепаратора и сепаратора о направляющие борты колец, от трения верчения, трения в самой смазке, дополнительного трения от инерционных явлений и т. п. Некоторые из этих факторов взаимосвязаны. Рост частоты вращения приводит к значительному увеличению моментов трения после определенного числа (об/мин), соответствующего минимуму момента трения для данного узла. Снижение вязкости масел при повышении температуры и давления способствует уменьшению потерь на трение. [c.421]

Каждая теплоэнергетическая установка работает по определенному циклу. При работе установки в реальных условиях в ней возникают вследствие несовершенства процессов различные потери теплоты и работы от трения, от излучения во внешнюю среду и по другим причинам. Цикл, в котором не учитываются реальные потери, называется идеальным. [c.101]

С увеличением длины щели в уплотнениях объемные потери уменьшаются, а механические растут, так как пропорционально длине щели увеличивается общая поверхность уплотнения. Таким образом, сумма потерь в уплотнении имеет минимальное значение при определенной оптимальной длине открытого периметра вращающегося кольца /щ. пт- Эту длину можно определить графически (рис. VI.7), если выразить в зависимости от этой длины объемные потери AjV, = /, (/щ) при разных значениях и потери на трение A/Vrp = = /тр ( щ) и, отложив их в координатах ЛЛ и 1 , нанести кривую их суммы, а по ее минимуму определить значение /щ. опт- [c.185]

Движение вязкой жидкости сопровождается потерями напора, обусловленными гидравлическими сопротивлениями. Определение потерь напора является одним из главных вопросов практически любого гидравлического расчета. Различают два вида потерь напора — потери на трение по длине, зависящие в общем случае от длины и размеров поперечного сечения трубопровода, его шероховатости, вязкости жидкости, скорости течения, и потери в местных сопротивлениях — коротких участках трубопроводов, в которых происходит изменение скорости по величине или по направлению [c.38]

Решение. Время наполнения цистерны Т = VIQ зависит от расхода, а значит и от скорости течения бензина, которая зависит от сопротивления трубопровода. Поскольку в общем случае коэффициент потерь на трение зависит от числа Рейнольдса, а значит и от скорости течения, то задачу об определении расхода можно решить либо способом последовательных прибли)кений, либо графо-аналитическим способом. [c.61]

Основной задачей гидромеханического расчета теплообменных аппаратов является определение потери давления теплоносителя при похождении его через аппарат. При течении жидкости всегда возникают сопротивления, препятствующие движению. На преодоление этих сопротивлений затрачивается механическая энергия, пропорциональная перепаду давления Ар. Сопротивления в зависимости от природы возникновения разделяются на сопротивления трения и местные сопротивления. [c.267]

Если уменьшать число лопастей и увеличивать относительный шаг, то уменьшаются потери от трения, но увеличиваются нагрузки на лопасть и, следовательно, увеличиваются потери от сопротивления давления. С увеличением относительного шага возникают местные диф-фузорности , что способствует увеличению потерь. Минимум потерь соответствует какому-то определенному относительному шагу. Величина этого шага зависит, от формы профиля и его расположения. Кроме того, необходимо знать влияние изменения шага на обтекание профилей, так как иногда приходится использовать один и тот, же профиль в нескольких вариациях. В гидродинамических передачах пока этому вопросу уделено мало внимания. В компрессоро-, газо-и паротурбостроении исследования проведены более полно [24, 25,32]. [c.54]

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]

Отсюда видно к каким грубым ошибкам ведет кинетостатиче-ский анализ механизмов, проводимый на их плоских кинематических схемах. Эти ошибки будут сказываться в равной мере и при определении потерь на трение, а следовательно, на мощность привода механизма и его коэффициент полезного действия. Рассмотрим теперь вал кривошипа D длиной Д см расположен на двух подшипниках Л и S на расстоянии а см один от другого. На концах вала (фиг. 131) закреплены кривошип и зубчатое колесо. Шатун механизма FN соединяет палец кривошипа F с пальЦем ползуна N так, что точка N оказывается расположенной эксцентрично по отношению к оси ползуна. [c.267]

Опыты показывают, что в том случае, когда профили имеют малую толщину выходных кромок и последние обтекаются без срыва потока, потеря энергии в следе мала (по сравнениюс потерей от трения в пограничном слое) и ею можно пренебречь. Это дает право заменить определение потери энергии между сечениями 1—1 и 2—2 определением ее между сечениями 1—1 и 2 —2 (рис. 10). [c.27]

В связи с этим на практике большое распространение имеют более простые безиндикаторные методы определения потерь на трение в двигателе прокручивание двигателя посторонним приводом, выключение цилиндров, холостой ход [14], затухание оборотов или выбег . Эти методы позволяют определить величину мощности, расходуемой на преодоление потерь на трение в двигателе, работающем в условиях, отличных от нормального рабочего режима, или на неработающем двигателе, в силу чего полученная величина потерь будет отличаться от действительной. [c.26]

Так как расстояние от точки контакта К ДО полюса зацепления W изменяется от biW до Wb , то потери на трение в зацеплении переменны. Поэтому при определении среднего значения КПД зубчатого зацепления следует учитывать средние потерн мощности за время нахождения в зацеплении пары зубьев, используя среднее значение расстояния точки контакта зубьев от полюса зацепления W, выраженное через основной шаг Р и торцовый коэ4тфициент перекрытия ва (см. гл. 10) [c.329]

Другим типичным примером механической автоколебательной системы является часовой механизм. Колебания маятника или баланса часов поддерживаются за счет той энергии, которой обладает поднятая гиря Или заведенная пружина часов. Проходя через определенное положение, маятник приводит в действие храповой механизм. При этом маятник получает толчок, пополняющий потери энергии за период. Маятник сам открывает и закрывает доступ энергии из заводного механизма. При нормальном ходе часов энергия, которую получает маятник, как раз равна потере энергии на трение за время между двумя толчками (обычно за полупериод). Поэтому колебания и оказываются стационарными. Если начальное отклонение маятника боЛьше нормального, то потери на трение оказываются больше, чем поступление энергии нз заводного механизма. Колебания затухают до тех пор, пока потери не окажутся равными поступлению энергии. Автоматически устанавливается как раз такая амплитуда колебаний, при которой потери на трение компенсируются поступлением энергии из источника. Следовательно, амплитуда колебаний определяется не величиной начального толчка, а соотноншнием между потерями и поступлением энергии, т. е. свойствами самой колебательной системы. Это уже знакомая нам по предыдущему примеру характерная черта автоколебаний, отличающая их от собственных колебаний (амплитуда которых определяется начальными условиями). [c.603]

Выражение (22.18) называется формулой Дарси—Вейсбаха. Она справедлива и при турбулентном режиме движения. Однако коэффициент гидравлического трения X в этом режиме зависит не столько от Re, сколько от неровностей поверхности труб шероховатости). Определение значений коэс[)фици-епта X в режиме турбулентного движенпя — довольно сложная задача, в настоящее время его находят по эмпирическим формулам н графикам. При турбулентном режиме иульсацни скоростей и процесс перемешивания частиц жидкости вызывают дополнительные расходы энергии, что приводит к увеличению потерь на трение по сравнению с лам11нарпым режимом. Вблизи стенок турбулентного потока располагается ламинарный подслой, толщина 6 которого непостоянна и уменьшается с увеличением скорости движения жидкости, т. е. с увеличением ч сла Рейнольдса б я Л 30d/(Re [c.288]

Что касается трубопроводов, относящихся к доквадратичной области сопротивления и области гладких русел (труб), то расчет их отличается от расчетов, приводимых ниже, только тем, что при определении потерь напора вместо формулы Шези здесь приходится пользоваться исключительно формулой Вейсбаха-Дарси (4-70) и находить коэффициент трения X, как указано в 4-11. [c.210]

Основным показателем масла является вязкость, которая характеризует величину внутреннего трения между его частицами. От вязкости зависит несущая способность масляного клина, отвод теплоты, потери на трение в смаз11шаемых узлах, потери на прокачивание и др. Поэтому при изменении вязкости на 20—25 % исходной, как правило, масло заменяют. Если температура застывания превышает пределы, предусмотренные ГОСТ, то в определенных широтах требуется подогрев масла, так как оно становится высоковязким и его трудно подать на трущиеся поверхности, а это снижает КПД установки. [c.345]

Зависимость Артр от массовой скорости p wo выражается уравнением третьей степени. Из этого следует, что потери на трение могут оказаться одинаковыми при трех различных значениях расхода, при трех режимах. Это б дет иметь место тогда, когда решение уравнения (2.42) приведет к трем действительным корням. Гидродинамическая характеристика, при которой в определенном интервале изменения Ар одному и тому же значению потерь соответствуют различные расходы, считается нестабильной. В ряде случаев для интенсивно обогреваемых труб меньшие значения массовой скорости при нестабильной характеристике могут оказаться недостаточными, чтобы обеспечить надежную работу поверхности теплообмена, или могут привести к снижению производительностш аппарата. Поэтому такие характеристики допускать не следует. [c.71]

Цель настоящей работы — дать метод определения внутреннего и внешнего трения из анализа вынужденных колебаний стержневой конструкции Б резонансном или околорезонансном режиме, а также экспериментально показать, что потери от внешнего аэродинамического рассеяния энергии в некоторых стержневых конструкциях могут иметь достаточно большое значение, соизмеримое с потерями от внутреннего рассеяния энергии. [c.173]

Второй способ определения iVj методом выключения работающих цилиндров также является приближённым и по существу представляет собой частный случай первого. Он основан на том предположении, что потери на трение не зависят от нагрузки, а стало быть, и от числа работающих цилиндров. [c.378]

AF , AFyi, — потери давления от трения, в местных сопротивлениях и от ускорения в пространстве. Рассмотрим определенное сочетание параметров, когда испарительный участок имеет существенную длину (запаздывание прохождения возмущения по расходу значительно) и относительно большую величину сопротивления. При уменьшении Ар сопротивление трубы (Д/ р+ + изменяется сперва незначительно, пока возмуще- [c.56]

Резкое уменьшение диссипативных потерь в обогреваемых каналах наблюдалось в момент достижения кризиса теплообмена в экспериментах по определению критических тепловых нагрузок. Аналогичное явление было обнаружено и в описанных выше экспериментах по определению критического теплового потока в дегазированной воде. Так, на рис. 4.25 в качестве примера приведены зависимости изменения относительной подведенной мопщости лул р, массового расхода G и температуры стенки в выходном сечении канала от времени. В процессе ступенчатого подвода мощности к стенке канала температура ее ступенчато возрастает. Расход сначала остается постоянным, затем начинает уменьшаться вследствие увеличения потерь на трение при движении двухфазной смеси, а при достижении кризисного состояния снова возрастает. Увеличение расхода при достижении кризисной зоны наблюдалось и в опытах Типпетса [52]. Этот факт можно рассматривать как свидетельство того, что в этом случае, так же как в адиабатных каналах, определяющим в формировании критического потока является свойство значительной сжимаемости двухфазного потока. Если в пристенном слое обогреваемого канала реализуется трансзвуковой режим течения, то вырождение турбулентности и переход к ламинарному режиму течения могут служить причиной уменьшения как диссипативных потерь, так и интенсивности теплообмена в кризисной зоне. [c.95]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...