Оптимальный относительный зазор

ОПТИМАЛЬНЫЙ ОТНОСИТЕЛЬНЫЙ ЗАЗОР [c.339]

Оптимальный относительный зазор по формуле (121) [c.359]

Опытами МЭИ [29] с открытым рабочим колесом (рис. 4.7) обнаружено существенное влияние одновременного изменения осевого и радиального зазора на к. п. д. и степень реактивности, причем имеется оптимальное значение зазора, соответствующее максимуму к. п. д. Оптимум находится в диапазоне относительного зазора = 26j//ipi , равном 0,10—0,12. При отклонении величины зазора в обе стороны к. п. д. падает. Степень реактивности при увеличении зазора монотонно уменьшается. Аналогичные результаты получены для однопоточной ступени [98], где оптимальное значение зазора = б / = 0,14. [c.152]

Оптимальная величина зазора зависит от температуры плавления припоя, мощности генератора, формы деталей, подлежащих пайке, фор мы и расположения индуктора относительно детали, от материала, подвергаемых пайке деталей. Чем меньше зазор, тем интенсивнее нагрев. Поверхности деталей, которым при индукционном [c.908]

Приравнивая первую производную этого уравнения к нулю и рещая его относительно R , находим, что максимум функций (оптимальные условия зазора) будет при [c.168]

При проектировании узлов трения с подшипниками из пластмасс, смазываемыми маслом или водой, большое значение имеет правильный выбор оптимальных эксплуатационных зазоров. Приближенное значение относительного зазора г и эксцентрицитета е в подшипниках с диаметром с1 определяют по фор мулам [57] [c.44]

Установлены оптимальные величины относительных зазоров (в мм) в соединениях с деталями из пластмасс [c.206]

Значительно реже приходится определять оптимальные значения относительного зазора, так как в практике проектирования узлов трения выработались определенные рекомендации для il) в зависимости от типа машины то же можно сказать и в отношении выбо ра сорта масла, величины А/ перепада температур и средней температуры масляного слоя. Поэтому ограничимся рассмотрением двух примеров расчета подшипника с постоянной нагрузкой. О расчете подшипников жидкостного трения при переменной по величине и направлению нагрузке см. работу [23[. [c.282]

Проскальзывание чаще возникает в роликоподшипниках. Большое влияние на проскальзывание роликоподшипников оказывает осевой зазор роликов относительно направляющих бортов. При малом или увеличенном осевом зазоре вращение роликов сопровождается их повышенным трением. Оптимальный осевой зазор роликов относительно направляющих бортов равен 0,02, 0,03 мм. [c.161]

Возможно, что вследствие относительно больших радиальных зазоров в многоступенчатых компрессорах (около 2 % высоты лопаток), в промышленной практике до оптимального радиального зазора дело не доходит, следствием чего является предположение, что чем меньше радиальный зазор, тем лучше характеристики компрессора. [c.90]

Относительные удлинения. Во время работы на номинальном режиме статор и ротор имеют различные температуры и деформации от приложенных сил. Вместе с тем, осевые зазоры должны быть выбраны оптимальными для этого режима, а радиальные— минимально допустимыми. При работе на других режимах, а особенно в течение нестационарных процессов, связанных с остановками и пусками турбины, радиальные и, тем более, осевые зазоры могут значительно изменяться. Эти изменения происходят как от различного напряженного состояния статора и ротора (разные давление пара, осевые силы, частота вращения, температурные напряжения), так и под влиянием температурных удлинений. [c.52]

На основании приведенных выше результатов в итоге можно заключить, что оптимальный положительный эффект от раздвигания нагреваемых в печи заготовок наблюдается при вполне определенной относительной величине зазора между ними, причем получаемые результаты тем лучше, чем выше теплопроводность поверхностного слоя подины и чем ниже поглощательная способность и теплопроводность материала заготовок. [c.182]

Аналогичные сопоставления проводились и для других турбин, в частности для турбины К-1200-240 на Костромской ГРЭС. Анализ этих данных подтверждает, что результаты расчетов относительных расширений роторов и корпусов этих турбин хорошо согласуются с действительностью, а выбранные на их основе осевые зазоры и предельные показания штатных датчиков близки к оптимальным. [c.146]

Для случаев вырубки деталей крупных d > 1000 s), средних (rf > 50 s) н мелких [d = (54-10) s] размеров при оптимальном зазоре вследствие малой жесткости влияние их относительной толщины на Осд невелико. Поэтому в указанных случаях рекомендуется пользоваться приближенной зависимостью а д = (0,7- 0,8) Og, Усилие сдвига зависит от угла пересечения режущих (фомок пуансона и матрицы (ножей). При угле пересечения, равном нулю (параллельные кромки), [c.31]

Очевидно, существует оптимальная толщина слоя жидкой фазы, которая не слишком велика, чтобы при ее выдавливании детали скользили относительно друг друга или развивалась недопустимая химическая эрозия, и не слишком мала, чтобы заполнить зазор и все пустоты, образованные шероховатостью поверхностного слоя паяемых деталей. [c.182]

G уменьшением радиального зазора между винтом и втулкой гидродинамические силы трения в уплотнении возрастают и создаваемый ими перепад давлений повышается. В связи с этим уменьшение 5 всегда выгодно. Задаваясь из конструктивных соображений минимальным зазором 5, следует определить высоту нарезки h. Эксперименты и расчет показывают, что существует оптимальная высота h, зависящая от формы нарезки и числа Re. На рис. 12.18 показаны поля оптимальных значений относительной высоты нарезки h, построенные по зависимости (12.2) и экспериментальным данным. [c.411]

Принимаем среднее значение относительного горячего зазора вйб == 0,0018 тогда оптимальный наибольший горячий зазор для двигателя с цилиндром 150 мм будет равен [c.231]

Резка кислородно-флюсовая 1 — 72 --на ножницах 1 —51—61 —Допуски на длину заготовок 1 — 81 —Зазоры между ножами оптимальные 1 — 53 — Зоны характерные 1 — 52 — Механизация 1 — 93—95 — Надрезы — Глубина относительная 1 — 52 — Ножи 1 — 54—59 — Подогрев стали 1 — 53, 93 — Преимущества и недостатки 1 — 51 —Схемы 1 — 86, 88, 92, 93 —Техника безопасности 1 — [c.435]

Вследствие весьма малого хода якоря электромагнита он работает при малом воздушном зазоре, не зависящем от износа фрикционного материала, что позволяет использовать его на оптимальной части характеристики, т. е. при весьма высоких значениях тягового усилия и относительно малых значениях пускового тока. По мере притягивания якоря к сердечнику, когда воздушный зазор уменьшается, тяговое усилие электромагнита, а следо-94 [c.94]

Малый зазор между маховиком и кожухом заполнен вязкой жидкостью. При вращении маховика относительно втулки и кожуха возникает крутящий момент—йфг, пропорциональный относительной угловой скорости фг- Оптимальное значение коэффициента вязкого сопротивления определяют по формуле копт = (114) [c.337]

Оптимальная конструкция такого уплотнения имеет следующие параметры зазор е = (0,001 — 0,002) D угол подъема винта Р = 15,7° относительная глубина канавки hie = 3,7 относительная длина канавки Ь/а = 0,5 профиль резьбы — прямоугольный. [c.47]

При увеличении зазора относительно оптимального трещины по-прежнему сливаются, однако при этом возрастает наклон поверхности среза к оси (разница в поперечных размерах заготовки или отверстия), а также увеличиваются искажения, вызванные действием момента (так как плечо, на котором действуют силы, увеличивается с увеличением зазора). [c.49]

Значение оптимального зазора зависит от уровня максимальной мощности трубы. Для тепловых труб с невысокой мощностью, т. е. для труб с большим размером поры фитиля, кривая зависимости капиллярных ограничений мощности от размера зазора имеет ярко выраженный максимум в узкой юбласти изменения зазора (см. рис. П.9, б, расчеты для труб с с(мен = 500 жкж). Для тепловых труб большой мощности ( мен мал) кривые капиллярных огра-личений в области максимума изменяются более плавно. В связи с этим следует говорить не просто об оптимальном отношении размера зазора к внутреннему диаметру трубы, а о диапазоне изменения зазора, в котором мощность трубы будет близка к максимальной. Тенденция к расширению такого диапазона наблюдается и с увеличением диаметра трубы (см. рис. П.9, в). Из всех геометрических параметров длина трубы оказывает наименьшее влияние на оптимальный размер зазора (см. рис. П.9, г). При увеличении рабочей температуры трубы, т е. с ростом давления пара, оптимальный относительный размер зазора увеличивается. Тенденция к увеличению сохраняется независимо от диаметра трубы и радиуса поры фитиля (см. рис. П.10, а). Оптимальный относительный зазор слабо возрастает при увеличении радиуса поры фитиля (см. рис. П.10, б) и заметно уменьшается с ростом диаметра трубы (см. рис. П.10, в). Влияние длины трубы показано на рис. П. 10, г. Из анализа результатов оптимизации следует, что для тепловых труб длиной до 1 ж и диаметром парового канала до 20 мм оптимальный зазор можно принимать в пределах от 3 до 7% размера внутреннего диаметра корпуса тепловой трубы. При этом если капиллярная структура имеет крупные поры (до 500 мкм), то необходимо принимать верхнее значение размера зазора Если радиус пор фитиля мал (в пределах от нескольких до десятков микрон), то размер зазора должен быть принят по нижнему пределу. Для тепловых труб большого диаметра ( 100 мм) зазор можно принимать в пределах 1,5—3% о- [c.212]

Диаграммы [f — наиболее полно раекрывают картину работы подшипника, но построение их трудоемко. Проще определять относительный зазор прямо из условия = 0,3 на основании рис. 351 или формулы (121) и подбирать ближайшую стандартную посадку по рис. 340, в, г так, чтобы при крайних значениях i величина не выходила бы из пределов 0,1—0,5 и в среднем была равна 0,3. Учитывая износ в эксплуатации, лучше придерживаться несколько повышенных первоначальных средних значений = 0,35 -н 0,4) с таким расчетом, чтобы по мере, приработки и износа подшипник переходил в область оптимального значения = 0,3. [c.349]

Из формулы (13.9) видно, что подъемная сила F увеличивается с уменьшением ф. Поэтому может показаться, что следует проектировать подшипники с возможно малым относительным зазором ф (т. е. работать при Amin, возможно более близком к Акр). Однако при уменьшении ф, как видно из формулы (13.6), увеличивается коэффициент трения подшипника и растут тепловые потери. Поэтому значение минимального зазора Amin ограничено не только стабильностью режима жидкостного трения, но и нагреванием подшипника. С другой стороны, Атах ограничивается уменьшением подъемной силы Ед. Таким образом, оптимальные условия работы будут соблюдены, если зазор А будет лежать в пределах Атах > > А > Amin- Для лучшего уяснения расчетной процедуры рассмотрим пример. [c.334]

Исследования оптимальной величины диаметрального зазора в парах сталь — полиамид, проведенные на вкладышах из полиамидных материалов и роликах из стали 45 в режиме сухого трения, показали, что при относительных зазорах менее 0,005 d и более 0,014 d начинается интенсивное изнашивание подшипника [49]. Они также позволили установить, что для подшинннков, к которым не предъявляется повышенных требований по точности сопряжения, диаметральный зазор может быть принят в пределах (0,004- 0,012) d, а для подшипников, запрессованных в металлические обоймы, (0,005 ч-0,01) d. Величина натяга для запрессовки втулки рекомендуется в пределах (0,03 -h 0,05) D D — номинальный диаметр отверстия металлической обоймы). Касаясь вопроса запрессовки полиамидной втулки в металлическую обойму, необходимо отметить, что при запрессовке втулка подвергается сжатию, которое создает дополнительные внутренние напряжения, способствующие ползучести материала. Склеивание втулок дает лучшие результаты. Для склеивания применяют клеевые лаки (например, Ф-10 по ТУ 6-05-1092—74), а также эпоксидные клеи. В обратной паре трения, т. е. при нанесении покрытия на вал (или защитную втулку вала) и втулке в корпусе из стали полиамидное тонкослойное покрытие меньше подвергается отслаиванию. Обратная пара трения имеет ряд других преимуществ перед пряхмой парой, в том числе отвод тепла через стальной вкладыш в корпусе улучшается, повышается износостойкость сопряжения из-за равномерного изнашивания всей поверхности полиамидного покрытия, а не только контактной поверхности трения вкладыша, упрощается нанесение покрытия на наружную поверхность вала. Теоретические и экспериментальные исследования работоспо- [c.77]

Регулировка зазоров. Под радиальным или осевым зазором подшипника понимают полную величину радиального или осевого перемещения одного кольца относительно другого в обоих направлениях. Подшипники нерегулируемых типов изготовляют со сравнительно небольшими зазорами — они могут работать без дополнительной регулировки. В регулируемых подшипниках (ра-диально-унорных шариковых однорядных, конических однорядных, упорных однорядных и двойных) радиальные и осевые зазоры устанавливают в определенных пределах только при монтаже комплекта подщипников в узле. Осевые зазоры этих подшипников будут равны осевой игре вала радиальный зазор зависит от величины осевого зазора. Оптимальную величину зазоров устанавливают экспериментально для каждого определенного узла механизма. В узлах с большими межопорными расстояниями и большими колебаниями температур назначают большие зазоры. Меньшие величины зазоров способствуют более равномерному распределению нагрузки между шарикороликами, уменьшению вибраций и повышению жесткости опоры. В некоторых узлах металлорежущих станков применяют подшипники, монтируемые с предварительным натягом. Повышая точность вращения, натяг способствует увеличению износа и опасности защемления подшипника. [c.154]

Вращающееся внутреннее кольцо должно быть напрессовано на вал с определенным натягом, предусмотренным посадками ПК (согласно ГОСТ 3325—55 ), а именно Пп, Нп, Тп, Гп- При этом надо учитывать, что до 80% посадочного натяга переходит на дорожку качения внутреннего кольца, и до 30% — на дорожку качения наружного кольца- если последнее также смонтировано с натягом). Этот эффект оказывает влияние на величину монтажного радиального зазора в подшипнике. Если нулевой монтажный зазор является оптимальным с точки зрения распределения нагрузки между телами качения, то в условиях непредвиденных перекосов и нагрева ПК при работе дополнительный зазор, возникающий за счет контактных деформаций, может оказаться недостаточным для предотвращения защемления тел качения. Поэтому при малых нагрузках, в особенности для небольших подшипников, нежелательно применение значительных натягов, что также облегчает задачу монтажа и демонтажа ПК. Однако при больших и тем более ударных нагрузках посадочные натяги следует увеличивать во избежание прово-, рачивания колец относительно посадочных мест. Проворачивание может вызвать задиры, риски от проворота и выход посадочных мест из установленных допусков. Накернивание цапф, как способ восстановления натяга, категорически воспрещается. Проворачивание колец в корпусах наблюдается реже. Оно менее опасно, но нежелательно по тем же соображениям. [c.416]

На основе имеющихся экспериментальных данных Балье в работе [ 109 ] предлагает строить диаграммы для разных типов турбин в координатах —d . На диаграмму наносятся линии равных к. п. д., отношений Ui/ g, значений угла и других параметров. Для ступеней осевого и радиального типов с полным подводом, осевого с парциальным подводом отдельно строятся разные диаграммы, позволяющие ориентировочно оценить основные параметры ступени, обеспечивающие требуемую экономичность и соответствующую оптимальную конструкцию. Объемный расход Q, использующийся для вычисления -n.g и ds, рассматривается на выходе ступени в сечении II—II (см. рис. 1.1, 6). В первом приближении объемный расход можно определить по изоэнтропным соотношениям. При построении диаграмм учитывается влияние на к. п. д. относительной высоты сопловых лопаток, числа лопаток, радиального зазора, толщины выходных кромок лопаток. [c.19]

Абсолютные тепловые расширения роторов и корпусов современных мощных паровых турбин достигают весьма больших значений (до 30-50 мм) и существенно определяют не только выбор осевых зазоров в проточных частях ЦВД, ЦСД и ЦНД, но и ряд конструктивных решений по турбине и турбогенератору (выбор конструкции концевых, диафрагменных и надбандажных уплотнений, схем фиксации и опирания ротора и корпуса на фундамент, системы связей смежных цилиндров межлу собой и с подшипниками и др.). Оптимизация этих решений на основе комплексного анализа абсолютных и относительных перемещений роторов и корпусов с учетом упругих деформаций при всех основных эксплуатационных режимах позволяет достигнуть оптимального сочетания показателей тепловой экономичности, надежности и маневренности. Поэтому точность указанных расчетов на стадии проектирования, апробация их путем сопоставления с опытными данными, полученными после пуска турбин, имеет большое значение. Кроме того, как отмечалось выше, такое сопоставление дает и интегральную оценку точности определения температурного состояния роторов и корпусов. [c.142]

График изменения N в зависимости от 5 показан на рис. 7.5, а. Абсцисса, соответствующая точке кривой с минима льной ординатой, представляет собой оптимальный зазор 5ор1- Его можно найти, взяв первую производную от выражения для N и приравняв ее нулю. Решив полученное выражение относительно 5, получим [c.321]

При литье под давлением особо тонкостенных отливок для обогрева пресс-форм применяют трубчатые нагреватели большой удельной мощности. Они обеспечивают высокую производительность и легко монтируются в плиты. Однако монтаж нагревателей в глухие отверстия без зазоров вызывает определенные трудности. Разработанные в последнее время в ФРГ конструкции узлов обеспечивают преимущества при сборке и разборке. Нагревательный элемент с уклоном 1 50 обеспечивает оптимальную теплопередачу и легко фиксируется с помощью гайки и шайбы. В ФРГ изготовляют специальные спиральные пробки из алюминиевого сплава для пропускания теплообменной жидкости (рис. 8.22, б). Длина пробки составляет 125—200 мм при диаметре 12—50 мм. Применяют двух- и односпиральные пробки [104]. Эти и другие детали в ФРГ изготовляют централизованно, по нормалям. Нормализация облегчает решение таких проблем, как поставка соединительных элементов (рис. 8.22, г) для шлангов водяного охлаждения или масляного терморегулирования пресс-формы. От правильного решения проблемы отключения и подключения шлангов в значительной степени зависят продолжительность переналадочных работ и техника безопасности. Для того чтобы исключить повреждение штуцеров терморегулирования и пресс-форм, предусмотрены специальные выемки в местах вывода охлаждающих каналов. Имеются нормализованные крепежные приспособления, которые позволяют относительно просто устранять течи гибких шлангов. При выборе диаметров шлангов и охлаждающих каналов следует учитывать следующее важное обстоятельство при переходе от водяного (как правило, неавтономного) охлаждения В к масляному Г диаметры каналов существенно увеличиваются (см. рис. 8.22, г). [c.322]

Феррито-бариевые магниты изготовляются обычно небольшой высоты, но с относительно большой площадью поперечного сечения. В аппаратах с магнитами из феррита ба рия приходится сильно ограничивать площадь магнитного потока в рабонем зазоре — она не должна превышать площади самого магнита. Это обстоятельст-" во., при проектировании аппаратов из феррито-бариевых магнитов вызывает свои трудности для обеспечения оптимальной отдачи магнита приходится располагать рабочие зазоры по торцам магнита, а не по кольцевому зазору вокруг магнита, и, по возможности, обходиться без полюсных наконечниж10в, при которых возрастают потоки рассеяния. [c.125]

НИЯ электродных напряжений. Вычисления показывают, что для этого случая оптимальное увеличение лежит в интервале между — 1 и —2 и его абсолютная величина медленно уменьшается с ростом отношения напряжений. Минимальное значение М so очень сильно зависит от отношения напряжений чем больше У2—Ио)1 У —i/o), тем меньше диск сферической аберрации. В табл. 6 также дано AI so/i . Его минимум наблюдается при ЛГ = —1,98 и равен 325. В соответствии с уравнением (5.79), задавая значение половинного угла аксептанса ао = 5мрад, имеем бг г// = 4-10 . При входной энергии частиц 10 кэВ во избежание пробоя следует выбрать зазор s=3 мм. Следовательно, чтобы воспользоваться приближением малого зазора, радиус цилиндров должен быть по крайней мере / = = 1см. Тогда минимальный радиус пятна будет 400 нм. Если задать половинный угол ао=1 мрад, то получим минимальный радиус пятна всего лишь 3 нм. Радиус диска меняется относительно медленно вблизи его минимума. К сожалению, эта ситуация выполняется не всегда. [c.409]

Применительно к подшипк кам регулируемых типов (радиально-упорные шариковые однорядные, конические однорядные, упорные однорядные и двойные) понятие об осевых зазорах собственно подшипника не нмеет смысла. Из рис. 8.25, в видно, что перемещение наружного кольца конического подшипника в направлении удаления от внутреннего кольца не ограничивается. Осевые и радиальные зазоры этих подшипников могут быть установлены в определенных пределах только при монтаже комплекта подшипников в узле. При этом по величине осевые зазоры будут равны осевой игре вала. Необходимые пределы осевых зазоров достигаются путем регулировки узла, в процессе которой одно из колец подшипника перемещается относительно другого в осевом направлении. Радиальный зазор радиально-упорных подшипников зависит от осевого зазора, следовательно, величина его также регулируется. Оптимальную величину радиальных и ойевых зазоров устанавливают экспериментально для каждого конкретного узла. [c.249]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...