Коэффициентов гидравлических

коэффициент, определяемый по табл. 6. 13 в зависимости от вида напряженного состояния и коэффициента ассиметрии напряжений; здесь amin и °тах> P = crmin/amax ~ соответственно наибольшее и наименьшее напряжение в расчитываемом элементе, вычисленное по сечению нетто без учета коэффициентов динамичности и коэффициентов ср, фе, ср4. При разнозначных напряжениях коэффициент ассиметрии напряжений следует принимать со знаком «минус»;

Аналогично для системы с k степенями свободы определяют k коэффициентов динамичности.

Решение полученных уравнений (1) — (3), (5) выполнено на ЭВМ. Рассмотрено функционирование стана в режимах разгона и квазиустановившегося движения, когда сила сопротивления моделируется внешней силой трения. Особенностью первого этапа является малое изменение параметров системы и большая скорость изменения внешних сил, особенностью второго этапа — значительное изменение параметров системы и периодическое кинематическое возмущение [3]. Анализ полученных решений показывает (рис. 1), что происходит нарастание коэффициентов динамичности в участках от тягового органа (_?) к приводному двигателю (6). С уменьшением времени разгона и ростом пика усилия волочения коэффициенты динамичности сильно увеличиваются.

Некоторые результаты исследования влияния параметров системы на динамические нагрузки приведены на рис. 2. В частности, установлено снижение коэффициентов динамичности с увеличением махового момента двигателя и числа зубьев ведущих звездочек (рис. 2, а, б) и нарастание коэффициентов динамичности с увеличением жесткости приводных цепей (рис. 2, г). Для системы привода в исследованном диапазоне скоростей волочения существуют две резонансные зоны (рис. 2, в). При малой глубине изменения внешнего трения в очаге деформации система в целом не испытывает значительных упругих колебаний. При увеличении внешнего трения в функции скорости амплитуда автоколебаний волочимого изделия нарастает весьма значительно.

Найдем также отношение указанных коэффициентов динамичности

Итак, для машинных агрегатов, имеющих параметры VM > 1, действительные значения коэффициентов динамичности всегда больше, чем определяемые при расчете с использованием статической характеристики двигателя. Погрешности, вносимые при этом в расчет, тем больше, чем меньше демпфирование в механической системе.

На стадии технического проекта должны быть полностью проведены необходимые расчеты механизмов и скелета машины. В настоящее время наряду с расчетами прочности и жесткости получили распространение расчеты по оптимизации формы и габаритов деталей2; при этом решаются задачи о минимизации коэффициентов динамичности, минимизации масс конструкций при заданных собственных частотах, а также об амортизации и вибрации.

В результате проведенных испытаний, обработки осциллограмм и их анализа по двум сериям экспериментов выяснилось, что наиболее плавно работает механизм с параметром t = 4Я,. Для этого механизма на рис. 3 показаны типовые осциллограммы угловой скорости, углового ускорения и крутящего момента на ведомом валу привода. В таблице приведены величины коэффициентов динамичности, которые подсчитаны как отношения наибольших по абсолютной величине экспериментальных ускорений к расчетным ускорениям (числитель) и как отношения максимальных экспериментальных значений моментов к соответствующим расчетным значениям (знаменатель) для вариантов, отличающихся углами дополнительного выстоя: А —перед началом движения, Б — в конце движения. Как видно из таблицы, коэффициенты динамичности по моментам при исследованных скоростях имеют несколько большие значения, чем коэффициенты динамичности по ускорениям.

Величины коэффициентов динамичности для мальтийских механизмов с криволинейными пазами при Z—8, а = 250°, т = 4Х, У= 0,26 кем-с*

Возможность получения дополнительных оценок, позволяющих прогнозировать основные рабочие характеристики механизмов, особенно важна при назначении режимов работы машины. В настоящее время для новых машин, не имеющих прототипов, назначение режимов работы опытного образца составляет наиболее актуальный предмет экспериментального исследования и диагностирования (на стадии проектирования машины). В этих случаях рекомендуется применять комплексные показатели 3-^5 уровней {табл. 3.2) и их оценки, так как они позволяют использовать опыт, накопленный при доводке и эксплуатации близких по конструкции, но отличных по части параметров механизмов другого оборудования. Эти показатели рассчитываются для заданного диапазона изменения скоростей и нагрузок, допустимых точностных показателей и приближенно определенных величин ускорений {по теоретическому расчету с учетом коэффициентов динамичности, по данным математического моделирования). По рассчитанным оценкам судят о допустимости выбранных рабочих характеристик и необходимости их уточнения при натурных испытаниях опытных образцов.

позиционирования и влияние колебаний в конце перемещения руки, сравним квалиметрические коэффициенты (табл. 6.4 и 6.5). При повороте руки (табл. 6.4) коэффициент быстроходности К/К^ = = 0,6 -f- 4,2 (исключая экспериментальную конструкцию ПР фирмы Мицубиси). При пневмо- и электроприводе он выше, чем при гидроприводе. В то же время при сравнении коэффициентов динамичности Кп обнаруживается обратная картина: у ПР с гидроприводом они больше. При сравнении быстроходности с помощью ЯМ/Я«Б! учитывающих все основные различия в условиях работы, также обнаруживается преимущество ПР с пневмоприводом. Здесь выделяются также робот с гидроприводом GM-160 (портальной конструкции) и механизм поворота платформы

* Сопротивлениями движения воды в корпусе испарителя пренебрегаем. Значения коэффициентов гидравлических сопротивлений здесь и далее выбираются по данным, приведенным в [26, 60]. Полная длина опускных труб устанавливается по чертежу испарителя (рис. 4.П)

Воспользовавшись приведенными выше значениями коэффициентов гидравлических сопротивлений на опускной линии, в трубах греющей секции, диффузоре, конфузоре и на экономаизерном участке подъемной трубы, а также рассчитанными уже скоростями воды в этих элементах контура, установим

раллельно включенные трубы никогда не могут работать совершенно одинаково: одни трубы имеют несколько больший обогрев, у других может быть иное гидравлическое сопротивление из-за иной шероховатости, длины труб и т. п. В результате неодинакового обогрева параллельно включенных труб и расхода воды через них подогрев воды в отдельных трубах может сильно отличаться от среднего значения. Далее, различная шероховатость труб, повышенное сопротивление в местах сварки, неодинаковая длина труб связаны с различными значениями коэффициентов гидравлических сопротивлений отдельных труб. Следует учитывать, что тепловая неравномерность в прямоточных водогрейных котлах усиливает гидравлическую. Как известно, гидравлическая неравномерность связана с неодинаковым значением местных коэффициентов гидравлических сопротивлений, неодинаковым распределением давления по длине собирающего и раздающего коллекторов, а также с разностью нивелирных давлений в отдельных витках. Расход воды через виток определяется общим перепадом давлений во входном и выходном сечениях. В зависимости •от способа подвода и отвода воды в коллектор происходит изменение давления по длине коллектора, в связи с этим перепад давления может быть различным для каждой трубы: он зависит при данной конструкции от местонахождения трубы в коллекторе. При рассредоточенном подводе и отводе воды от коллектора можно пренебречь влиянием падения давления по длине коллектора, т. е. практически можно считать, что гидравлическая неравномерность в распределении воды по трубам отсутствует.

Для характеристики гидравлической работы отдельных труб применяют также коэффициент гидравлической неравномерности г\г, который равен отношению полных коэффициентов гидравлических сопротивлений трубы гт и элемента 2ЭЛ-

ния впадин (скорости канализации); ?! — сумма коэффициентов гидравлических сопротивле-

Однако, если рассматривать неустановившиеся режимы работы, связанные с передачей крутильных колебаний через ГДТ, особенно в области высоких частот, то использование дифференциального уравнения баланса энергии нецелесообразно. Это объясняется невозможностью определения коэффициентов гидравлических потерь, так как неизвестны законы их изменения при наличии периодических колебаний момента и угловой скорости на входном и выходном валах ГДТ [10].

35. Кичин И. Н. Определение коэффициентов гидравлических потерь для дроссельных сопротивлений в системах автоматики. «Автоматика и телемеханика», 1957, № 1.

В парогенераторах могут возникать отклонения тепловосприятий, расходов среды, коэффициентов гидравлических сопротивлений и т. д. в отдельных трубах (элементах) от средних значений, которые должны быть учтены в гидравлическом расчете. В связи с этим вводятся следующие понятия.

где 2?с, 2?к, ??ц — суммы местных и линейных коэффициентов ' гидравлических сопротивлений соответственно стояка, коллектора и питателей, отнесенные к расчетной площади поперечного сечения канала (в данном случае стояка).

где k — коэффициент сложности конфигурации отливки, для простых отливов k = l,05-i-l,2, для отливок средней сложности k — 1,5; УПр. ср — средняя скорость прессования; ?>„ — диаметр поршня цилиндра прессования машины литься под давлением; d0 — диаметр подводящего трубопровода; рш — плотность рабочей жидкости; Рц — площадь поршня цилиндра прессования; S ?о — сумма коэффициентов гидравлических сопротивлений на пути рабочей жидкости от аккумулятора до цилиндра прессования; 2 ?сл — сумма коэффициентов гидравлических сопротивлений в сливном трубопроводе; Fnp — площадь поперечного сечения камеры прессования; ?t — коэффициент гидравлических сопротивлений на i-м участке системы литниковые каналы — пресс-форма; FI — площадь поперечного сечения г-го участка системы литниковые каналы — пресс-форма; тпр — масса подвижных частей прессующего механизма; 5ср — средний путь прессующего поршня на второй и третьей стадиях движения; пит — число участков соответственно литниковой системы и пресс-формы. Средняя скорость прессования