Последнего определяется

Пусть, например, сначала d = а. Из последнего неравенства следует, что b — с. При этом существование кривошипа доказано ранее 1.

Из последнего неравенства следует, что с увеличением числа г пазов в шайбе число s уменьшается.

восстановление давления в потоке возможно лишь с помощью расходящегося канала. Как видно из последнего неравенства, с ухудшением качества диффузора и понижением его к. п. д. расширяется интервал сверхзвуковых скоростей, требующих диффузоров с возрастающими сечениями.

Разница заключается в том, что в смешивающем подогревателе подогрев производится до температуры насыщения греющего пара tnr— trH, а здесь в конечном счете—до температуры tnr меньше trlt и несколько выше tnr; tnr<^t'nr<^trH. Найдем соотношение между членами последнего неравенства, приняв Чтр=1:

в этом случае будет иметь место лишь статическая деформация. Из последнего неравенства видно, что длина трубки при отсутствии добавочного давления не влияет на условие неподвижности смазки. Если радиус имеющейся трубки не удовлетворяет этому неравенству, можно посредством моностата создать добавочное давление, направленное вверх, при котором тшах понизится до величины, меньшей 9, и деформация будет статической.

система оказывается устойчивой при выполнении последнего неравенства. Правда, для системы регулирования скорости паровых турбин это неравенство обычно не выполняется.

Введение в систему ограничений последнего неравенства обусловлено необходимостью соблюдения условий прочности в корневых сечениях обандаженных лопаток рабочего колеса, разгруженных от воздействия изгибающих моментов сил давления газов и центробежных сил 120]. Температура лопаток турбин на ДОС не превышает 650 К- При таких температурах конструкционные стали еще не подвержены текучести. Поэтому за стлд следует принимать их предел прочности, соответствующий температуре рабочего тела на входе в турбину. При вычислении целевой функции и ограничений (5.81) и (5.82) использовались кроме описанных выше следующие значения постоянных параметров и коэффициентов: <улд = 6,8-108 Н/м2; /С3 = 1,2; fa = 0,4; рл = 8-Ю3 кг/м3; ^кр.л = 8-Ю"4 м. Для проверки достоверности целевой функции математической модели турбины было проведено сопоставление рассчитанных по ней значений т]т с определенными по данным стендовых испытаний турбин на ДФС [132], показавшее их хорошее согласование при выполнении условий (5.77) ... (5.82).

Поскольку вблизи поверхности лопатки (Rr\XQ = 0 и (Сг)«,~о = = 0, то на основании последнего неравенства следует, что в погра-

Из последнего неравенства и условий (20) непосредственно вытекает сходимость сеточной функции ипт к точному решению уравнения (1) при h -> 0.

Теорема доказывается аналогично предыдущей. Из системы, (16) и предпоследнего неравенства (15) находим функции и (ф), ft (ф) €Е С1 и рассматриваем кривую

Из последнего неравенства (15) эта кривая является регулярной. Прямое вычисление дает

Потери давления на отдельных участках рассчитывают по зависимости аналогичной (37), с заменой произведения А,0/ на коэффициент местного сопротивления ?. Величина последнего определяется с помощью экспериментальных данных.

Потери давления на отдельных участках рассчитывают по зависимости аналогичной (37), с заменой произведения К01 на коэффициент местного сопротивления . Величина последнего определяется с помощью экспериментальных данных.

2. В механизмах с вращающимся кулачком (см. фиг. 99, в и е) положение центра последнего определяется графически. От описанного выше построения (фиг. 109) рассматриваемый случай отличается следующим: траектория центра ролика вместо прямой является дугой окружности; отрезки у откладываются в радиальных направлениях; вместо одной касательной mm приходится проводить ряд прямых «!«!, msms... через точки Bit В»,... под углом Ymin = 90° — — 9max к радиальному направлению. Эти прямые образуют ломаную (в пределе — кривую) линию, которая и ограничивает область допустимых положений

2. В механизмах с вращающимся кулачком (см. фиг. 99, в и е) положение центра последнего определяется гряфч-чески. От описанного выше построения (фиг. 109) рассматриваемый случай отличается следующим: траектория центря ролика вместо прямой является дугой окружности; отрезки у откладываются в радиальных направлениях; вместо одной касательной mm приходится проводить ряд прямых т\т\, т^т^. . . через точки б,, В2> • • • П°Д углом Yrnin =

Характерной особенностью гидравлических машин ударного действия является отсутствие (зачастую) кинематической связи, ограничивающей движение поршня-бойка, в связи с чем полная величина перемещения последнего определяется динамическим равновесием, которое устанавливается и автоматически поддерживается при работе гидроударника.

Структурная схема для этого случая показана на рис. 10.13. Динамические свойства ведущего (задросселированного) витка определяются прямоугольником 2 (предварительный подогрев), 6, 7, 8, 9 (испаритель) и 10, 11 (перегреватель),'а остальных витков (вплоть до .сепаратора) прямоугольниками 1 (предварительный подогрев); 3, 4, 5 (испарение). Прямоугольник 5 изображает статическое звено с коэффициентом усиления /С. Численное значение .последнего определяется количествам параллельных труб поверхности нагрева. На этот коэффициент следует множить вы-

В водотрубных передвижных котлах с естественной циркуляцией значительная часть воды содержится в пароводяном барабане. Емкость последнего определяется с учетом количества воды, содержащейся в кипятильных трубах, заданного срока разогрева котла, напряжения парового объема и зеркала испарения.

Значение последнего определяется отношением размеров проточной части гидромуфты L и / и величиной /. Отношение L/f по существу является мерой инерционности гидромуфты; чем меньше это отношение, тем ближе динамические характеристики гидромуфты к статическим, тем больше коэффициент А. Коэффициент J определяет инерционность приводимой машины. Покажем, что представляет собой коэффициент h.

Работа системы протекает следующим образом. Задающее движение х через передачу / воздействует на пружину 2, связанную с плунжером датчика 3. Положение последнего определяется 184

В следящем приводе фрезерного станка (см. рис. 3) первый каскад выполнен по аналогичному принципу. Давление в полости 5 серводвигателя зависит от положения игольчатого дросселя 4, на который подается входное воздействие, и игольчатого дросселя 6. Проходное сечение последнего определяется положением серводвигателя (он выполнен заодно с золотником //). При изменении положения дросселя 4 давление в полости 5 восстанав-220

На турбинные диски, к которым доветалевым замком прикреплены рабочие лопатки, действуют радиальные центробежные растягивающие усилия. В результате вращения диска они возникают в его теле и непосредственно, и путем передачи от лопаток. Дополнительные напряжения создаются из-за постоянно существующих колебаний температуры диска. Температурный режим последнего определяется действием охлаждающего воздуха и воздуха, движущегося в потоке рабочих газов, а также любыми утечками рабочего потока в пространство над и под дисковым ободом. В практических условиях температура диска близка, и если выше, то ненамного, к температуре на выходе компрессора. Поэтому для дисков выбирают в основном материалы, способные работать при температурах до 670 °С. В промышленных турбинах для этих целей обычно применяют легированные стали, а в авиадвигателях — сплавы типа IN-718.