Коэффициента сепарации

ности контакта возникает трение первого рода. Так как в начале контакта тело А уже движется относительно тела В, то обычно считают, что на тело А начинает сразу действовать сила трения движения ^д = fuN, направленная в сторону, противоположную относительной скорости этого тела. Однако, как показал Пэнлеве [20], такое допущение приводит в ряде случаев к парадоксам, противоречащим законам классической механики. Парадоксы Пзнлеве снимаются, если принять, что коэффициент трения между движущимися относительно друг друга поверхностями при их внезапном контакте не сразу становится равным динамическому коэффициенту трения, а достигает этой величины в течение некоторого весьма малого промежутка времени, соответствующего предварительным смещениям контактирующих поверхностей, причем в начале этого промежутка коэффициент сцепления равен нулю. Если связи, наложенные на вступившие в контакт тела, таковы, что после контакта возможно относительное движение этих тел, то конечное значение коэффициента сцепления равно коэффициенту трения движения /д, но в процессе изменения этого коэффициента от / = 0 до f — /д он может (не всегда) принять значение / = /ст коэффициента трения покоя1. Эту возможность необходимо учитывать для надежности расчета в тех случаях, когда в проектируемом механизме должно быть самозаклинивания. Подобное поведение коэффициента трения вытекает из механической теории трения, если учесть деформации трущихся тел.

Таблица 7.1. Ориентировочные значения коэффициента' сцепления и коэффициента трения скольжения

4. Качение колеса без скольжения (пробуксовка или юз) возможно при соблюдении условия, что движущая окружная сила Р = Мц/г < F0, где F0 — касательная реакции опорного элемента, предельное значение которой ограничивается силой сцепления колеса с опорным элементом, т. е. F0 = f0N (/0 — коэффициент сцепления). Например, для стальных колес по рельсам f о ?& 0,3, для автомобильных шин по чистому сухому асфальту /о ^ 0,8, а по грязному сырому асфальту коэффициент сцепления падает до 0,07. Сопротивление при перекатывании тел зависит от конкретных условий качения, поэтому для определения достоверных значений плеча К или коэффициента /к трения качения (а равно и коэффициента сцепления /0) широко используются экспериментальные методы 1.

Ф — коэффициент сцепления ходового колеса с рельсом, принимаемый для кранов, работающих на открытом воздухе, равным 0,12; для кранов, работающих в закрытых помещениях, где атмосферные осадки не могут повлиять на величину коэффициента сцепления, ф = = 0,2; для кранов, снабженных песочницами, ф = 0,25. При введении в неравенство (108) коэффициента запаса сцепле-

Допускаемые величины тормозного пути ST в зависимости от различных значений коэффициента сцепления колеса с рельсом приведены в табл. 37.

Значение коэффициента сцепления Ф Количество затормаживаемых ходовых колес

Поясним теперь, чем объясняется рост коэффициента сцепления / между ремнем и шкивом с возрастанием скорости передачи. Обозначим удельный вес материала ремня, соответствующий натяжению S2, через Y- Тогда удельный вес материала ремня, соответствующий растяжению усилием Sb будет

Для удобства анализа полученных результатов они сведены в таблицу. Там же приведены значения коэффициента использования сцепного веса при нормативном значении реализуемого коэффициента сцепления 6 =0,35, вычисленные для рассмотренных вариантов экипажа подформулам (И), 162 ' » . v

Рис. 4. Функции^ определяющие зависимость коэффициента использования сцепного веса от реализуемого .коэффициента сцепления: 1—4 — варианты экипажа

Максимально возможные величины динамических нагрузок в трансмиссии автомобиля могут иметь место при повышенных величинах коэффициента сцепления колес с дорогой и при значительно более высоких числах оборотов коленчатого вала двигателя. В этих случаях возможны поломки деталей трансмиссии. Характеристика динамического нагружения трансмиссии позволяет выявлять влияние на величины динамических нагрузок в трансмиссии различных конструктивных изменений, а именно: влияние уменьшения жесткости трансмиссии путем введения резиновых упругих муфт различной конструкции, уменьшения момента инерции маховика двигателя, изменение величины свободного хода педали муфты сцепления, применение фрикционных материалов с более высоким коэффициентом трения при сохранении прежнего момента трения муфты сцепления, изменение передаточного числа главной передачи, применение на автомобиле шин другого размера и модели и т. д. (фиг. 2). Как уже указывалось выше, разработанная методика испытания автомобилей для получения характеристики динамического нагружения трансмиссии предусматривает испытание автомобиля в несколько искусственных условиях — на режиме трогания путем резкого включения муфты сцепления.

Наиболее важным результатом испытаний является уменьшение вероятности буксования и реализация значительного коэффициента сцепления. Так, во время испытаний при максимальной силе тяги 2—3 раза наблюдалась попытка наиболее разгруженной оси перейти в режим буксования. При этом ось поворачивалась примерно на четверть оборота и затем сцепление восстанавливалось.

Рис. 5.17. Массовые функции распределения диаметров капель за ступенью в периферийных сечениях последней ступени (а) и зависимость модальных размеров капель от степени влажности за ступенью и частоты вращения (б) и коэффициента сепарации \\> от количества отсасываемого пара и частоты вращения

Рейнольдса. Важное значение имеет зависимость коэффициента сепарации от количества пара, отсасываемого вместе с влагой, Am,,. Такая зависимость показана на рис. 5.17,8, она свидетельствует о том, что при Атец=Лтп/т>0,6-7-0,7 % увеличение Атп не приводит к повышению эффективности внутриканальной сепарации.

пени-сепаратора, расположенной за двухвенечной ступенью (см. гл. 5), когда на вход в турбину подавался искусственно приготовленный влажный пар без ОДА и с добавлением ОДА, показали, что в исследованном диапазоне режимов (и/сф = 0,2-4-0,6; уй= = 2-ь10%) введение ОДА приводит к уменьшению коэффициента сепарации ступени. Однако КПД ступени сепаратора при этом увеличился примерно на 1 % .'Уменьшение сепарирующей способности турбинной ступени при'введении ОДА объясняется следующими причинами: 1) изменением дисперсности влаги; ее уменьшение приводит к возрастанию скорости капель жидкости, изменению условий входа капель в рабочую решетку и снижению доли оседающей влаги на поверхностях рабочих лопаток; 2) ухудшением смачиваемости поверхностей сопловой и рабочей решеток,, что приводит к более интенсивному уносу жидкости паровым потоком.

В ступени-сепараторе МЭИ рабочее колесо выполнено с крышеобразным бандажом и с влаго-улавливающим устройством эжектирующего типа. На выпуклой поверхности рабочих лопаток со стороны входной кромки имеются канавки глубиной и шириной по 0,5—0,8 мм. Влага сбрасывается через щель в бандаже во влагоулавливающую камеру, расположенную над РК- По данным [5], сепарируется 50—70% от количества влаги перед ступенью. Наблюдалось увеличение коэффициента сепарации с ростом и/Со. Коэффициент сепарации повышался при отсосе пара из влагоулавливающей камеры. С ростом числа Re коэффициент сепарации существенно снижался из-за уноса потоком мелких капель.

решетка турбосепаратора выполнена с очень малым относительным шагом. Для увеличения коэффициента сепарации применяются горфированные лопатки, ставятся отсекатели на выходных кромках, выполняются большие перекрыши и используются другие устройства, повышающие количество пленочной влаги на РЛ. При испытаниях в ЛПИ турбосепаратора с РЛ в виде пластин, имевших окружные скорости у периферии до 7 м/с, коэффициент сепарации достигал 95% при горизонтальном РК и 99% при вертикальном. Того же уровня коэффициент сепарации достигал в другой серии опытов при окружных скоростях 2—30 м/с. При таких окружных скоростях конструкция турбосепаратора со свободно вращающимся РК получается весьма простой и его сопротивление незначительно.

решеток. Известно, что абсолютные значения коэффициента сепарации 1з могут быть различными в зависимости от режимных параметров (чисел Re и М), соотношения плотностей фаз рп/рж, дисперсности влаги на входе турбинной ступени и др.

Основными отличительными характеристиками ступеней-сепараторов второго типа являются специальное профилирование и обработка поверхностей сопловых и рабочих лопаток, малый относительный шаг рабочей решетки, увеличенный осевой зазор, малые теплоперепады и развитая система влагоулавливающих устройств [8.11]. Исследования МЭИ одного из вариантов такой ступени-сепаратора в двухвальнои экспериментальной турбине [8.9] позволили установить важный момент — устойчивость эффективности сепарации влаги рабочей решеткой при изменении и/с0(и) в широком диапазоне (рис.8.20). В опытах было получено, что эффективность сепарации влаги в зоне входных (камера А) и выходных (камера Б) кромок в зависимости от и/с0 меняется по-разному. С ростом отношения скоростей и/сб (при и/с0 ^> 0,3) сепарация влаги над входными кромками рабочих лопаток начинает снижаться, а сепарация влаги за рабочим колесом возрастает. При этом суммарная эффективность влагоуда-ления остается практически неизменной при и/с0 = var. В опытах были получены весьма высокие суммарные значения коэффициента сепарации влаги. Очевидно, что с изменением режимных параметров (Re, y0, К, РП/РЖ и др.), а также с изменением процесса образования влаги значения коэффициентов сепарации могут быть ниже. Однако приведенные исследования показывают, что во всех случаях турбинная ступень-сепаратор обладает существенно более высокой сепарирующей способностью, чем обычные турбинные ступени.

рация влаги из пространства над рабочим колесом при различных положениях влагоотводящего канала (рис. 8-2,а). При угле установки пластины р=135°, что соответствует периферийным сечениям длинных лопаток последних ступеней турбин, коэффициент сепарации г)з уменьшается с ростом и/Со во всем диапазоне исследованных относительных скоростей (рис. 8-2,6). Полученные результаты согласуются с данными испытаний длинных закрученных лопаток [Л. 63,65]. Уменьшение коэффициента сепарации -ф с ростом и/со объясняется прежде всего тем, что при этом: увеличивается угол входа влаги на лопатки ^ и уменьшается количество оседающей на поверхности лопатки жидкости. Увеличение Р! зависит в свою очередь от относительной скорости и/с0, чисел Ма и Ке. Снижение сепарирующей способности вызвано также увеличением дробления соударяющихся с поверхностью лопатки капель и возвращением их обратно в поток пара. Названные процессы в значительной степени определяются критериями устойчивости, в которые скорость входит в квадрате. Общий низкий уровень коэффициента сепарации вызван также тем, что направления кориолисовой силы и потока пара совпадают. Это уменьшает сброс влаги к периферийной части лопаток.

Наблюдающийся минимум коэффициента сепарации (рис. 8-2,в, кривая /) объясняется проскальзыванием основной доли влаги через каналы рабочих лопаток. Эффект проскальзывания влаги дает возможность определить коэффициент г = = с2/С1. По данным опыта при е=0,9 коэффициент V получается равным примерно 0,3—0,4. Дальнейший рост и/Со приводит к тому, что на поверхность с пластины (см. рис. 8-1) сростом и/с0 выпадает все увеличивающееся количество влаги. Под действием кориолисовых сил эта влага отбрасывается к входной кромке, а под действием центробежных сил — к верхним сечениям лопаток.

Рис. 8-2. Изменение коэффициента сепарации 1) в зависимости от и/Со при различных положениях влагоулавливающей камеры и утла установки пластин.

Коэффициент сепарации яр в этом случае увеличивается, однако рост окружных скоростей приводит к более интенсивному дроблению капель, к отрыву пленок с входных кромок и соответственно к дополнительному уносу капель паровым потоком. Эти факторы уменьшают рост коэффициента сепарации, а при значительных и/со приводят к существенному падению гх Смещение минимума коэффициента гз в зону больших и/со показано на рис. 8-3. Для стационарной камеры, расположенной над входными кромками пластин, грмин с ростом угла установки р от 45 до 135° смещается от и/с0 «0,27 до и/с0~0,5-:~0,6. Опыты позволили определить влияние положения камеры отвода влаги над рабочим колесом на величину гэ (рис. 8-2,3). Поскольку исследования проводились только при открытии одного из влагоотводящих каналов (1—3 на рис. 8-2,а), рост коэффициента гр к выходной кромке можно объяснить не только увеличением сброса влаги к выходному сечению лопатки, но и удалением капель, сброшенных в предыдущих сечениях.