Профилями очерченными

щую на вектор кажущейся скорости. Лобовое сопротивление состоит из двух членов: профильного сопротивления и индуктивного, коэфи-

3. Профильный к. п. д., учитывающий влияние профильного сопротивления,

Профильное сопротивление. Потери энергии, отнесённые к единице длины средней части лопатки большой высоты, меньше, чем относительная величина потери энергии при наличии короткой лопатки, что объясняется дополнительными потерями, возникающими вблизи концов лопаток. В связи с этим различают потери энергии, возникающие под влиянием профильного сопротивления, и концевые.

Силу профильного сопротивления лопатки в свою очередь можно разложить на две составляющие: результирующую касательных сил — сопротивление трения и результирующую нормальных сил — сопротивление давления.

Расчет профильного сопротивления решетки профилей рассмотрен также Л. Г. Лойцянским, И. Л. Повхом, А. Н. Патрашевым, М. Е. Дейчем, Г. Ю. Степановым и др. Имеются работы по расчету профильных потерь в решетках и в иностранной литературе.

Первый метод расчета лопастей поворотно-лопастной турбины, основанный на гипотезе цилиндрических сечений, был создан на основе развивающейся прикладной аэродинамики и заключался в использовании для определения возникающих на лопастях сил теоремы Н. Е. Жуковского о подъемной силе на крыле. Этот метод, названный методом подъемных сил, был использован Н. Е. Жуковским и его учениками еще в 1910—1914 гг. для расчета лопастей гребных винтов, винтов самолетов и крыльев ветряков. Дальнейшее развитие метод подъемных сил получил в работах Г. Ф. Проскуры. Расчет лопастей по этому методу сводился к подбору из атласа для каждого цилиндрического сечения аэродинамического профиля, который по своим характеристикам (коэффициенты подъемной силы Су и профильного сопротивления Сх), найденным путем продувок в трубе, удовлетворяет заданным условиям.

Коэффициент профильного сопротивления в зависимости от геометрических параметров можно определить по формуле

Упомянутые методы успешно применяются, например, для расчета профильного сопротивления Kpi ла или для расчета смешения струй. В теории решеток упомянутые методы позволяют определить основные оценочные параметры решетки и поле скоростей потока

в которой первый член равен коэффициенту профильного сопротивления бесконечно длинной лопатки в решетке, второй соответствует индуктивному сопротивлению от парных вихрей и третий учитывает трение на торцовых поверхностях. Недостаток этой формулы заключается в том, что она не отражает обратной пропорциональности вторичных потерь длине лопатки. На основании других данных, имеющихся в работе Хоуэлла, его формула должна быть исправлена так [77]:

4. Изменение угла поворота потока при изменении угла атаки в различных решетках с обычно применяемыми значениями b/t, •если изобразить его в относительных величинах, может быть представлено единым графиком, приведенным на рис. 2.31. Там же приведена обобщенная зависимость коэффициента профильного сопротивления от угла атаки.

Гидродинамическая несбалансированность гребного винта вызывается различиями в форме и размерах отдельных его лопастей и, следовательно, в величине профильного сопротивления лопастей и развиваемого ими упора. Вследствие этих различий на гребной винт действуют неуравновешенные гидродинамическая сила и момент, векторы которых перпендикулярны оси гребного вала. Вращаясь вместе с валом, эти сила и момент, передающиеся через подшипники на корпус, создают периодическую нагрузку, изменяющуюся с частотой, соответствующей частоте вращения гребного винта. К вибрационной нагрузке такой же частоты приводят также неточности, допускаемые при изготовлении гребного вала.

В волновых передачах применяются зубчатые колеса с приближенными профилями, очерченными кривыми или прямыми линиями (трапециевидная форма зуба). Эвольвентный профиль используется в мелкомодульных передачах (т = 0,5 **- 0,8 мм) с некоторыми изменениями общепринятых соотношений параметров зацепления.

Для обеспечения непрерывности вращения колеса 2 с остановками только в крайних положениях необходимо, чтобы колесо 2 при выходе из зацепления а сразу же входило в зацепление 6. Для предотвращения ударов в моменты входа в зацепления механизм снабжается дополнительными сопряженными профилями, очерченными по специальным кривым.

Для обеспечения непрерывности вращения колеса 2 с остановками только в крайних положениях зубчатый сектор колеса 1 должен быть спроектирован так, чтобы этот сектор, выходя из внешнего зацепления Ь, сразу же входил во внутреннее зацепление с. Для предотвращения ударов в моменты входа в зацепления механизм снабжается дополнительными сопряженными профилями, очерченными по специальным кривым.

Для предотвращения ударов в моменты перехода зацепления с одной пары зубчатых секторов к другой секторы снабжаются дополнительными сопряженными профилями, очерченными по специальным кривым.

где а — межосевое расстояние. Для предотвращения ударов в моменты перехода зацепления с одной пары зубчатых секторов к другой секторы снабжаются дополнительными сопряженными профилями, очерченными по специальным кривым.

Колеса 1 и 2 вращаются вокруг н ^подвижных осей А к В, Колесо 1 имеет зубья на отдельных участках венца. При вращении колеса 1 колесо 2 имеет различные периоды движения и покоя. Время движения и покоя колеса 2 зависит от чисел зубьев на отдельных участках венца колеса /. Для предотвращения самопроизвольного движения колеса 2 и предотвращения ударов в моменты вхождения зубьев колес 1 к 2 в зацепление механизм снабжается дополнительными дугами с сопряженными профилями, очерченными по специальным кривым, на рисунке не показанным.

Для обеспечения непрерывности вращения колеса 2 с бета норками только в крайних положениях зубчатый сектор колеса / должен быть спроектирован так, чтобы этот сектор, выходя из внешнего зацепления Ь, сразу же входил во внутрйн'ее-з*цепле-ние с. Для предотвращения ударов в моменты входа в з'ацёпл'е-ния механизм снабжается дополнительными сопряженными профилями, очерченными по специальным кривым.

где а—межосевое расстояние. В рассматриваемом механизме ф( = 3ф и ф8=Фо> следовательно, г, = 0,4 а, гг—0,6 а, ^=0,67 а и г3=0,33 а. Для предотвращения ударов в моменты перехода зацепления с одной пары зубчатых секторов к другой секторы снабжаются дополнительными сопряженными профилями, очерченными по специальным

профилями, очерченными по специальным кривым.

Для обеспечения непрерывности вращения колеса 2 с остановками только в крайних положениях необходимо, чтобы колесо 2 при выходе из зацепления а сразу же входило в зацепление Ь. Для предотвращения ударов в моменты входа в зацепления механизм снабжается дополнительными сопряженными профилями, очерченными по специальным кривым.

профилями, очерченными по специальным кривым.

венца колеса /. Для предотвращения самопроизвольного движения колеса 2 и предотвращения ударов в моменты вхождения зубьев колес / и 2 в зацепление механизм снабжается дополнительцыми дугами с сопряженными профилями, очерченными по специальным кривым, на рисунке не показанным. ¦