Принимают постоянными

В большинстве стандартных систем допуски размеров определяются на основе единицы допуска i, зависящей от номинального размера D. Для гладких цилиндрических соединений размером 1 ... 500 мм единица допуска, мкм: i = 0,5 )/?> (в общесоюзной системе ОСТ), i = 0,45 'уП5 + О.ООШ (в международной системе ISO), где D — среднее значение номинальных размеров, мм, для данного интервала, в пределах которого допуск принимают постоянным. Под номинальным размером понимают номинальный размер диаметра поверхности при определении допусков цилинд-ричности, круглости и профиля продольного сечения или размер наибольшей стороны плоской поверхности при определении допусков прямолинейности, плоскостности и параллельности поверхностей в зависимости от квалитета допуска размера. При составлении стандартизованных числовых значений допусков диапазона 1—500 мм отобрано 13 значений единиц допусков, равных ординатам средних геометрических значений интервалов: до 3, 3—6, 6—10, 10—18, 18—30, 30—50, 50—80, 80—120,120—180,180—250, 250—315, 315—400, 400—500.

По другой теории (для приработавшихся пят) изнашивание подпятника по направлению действия силы Р принимают постоянным при неизменной форме пяты.

Значения механических КПД насосов и гидромоторов выбирают из технических характеристик, гидроцилиндров — по рекомендациям, приведенным в п. 4.2., а значения распределителей принимают равными !, так как механические потери в распределителях весьма малы, и их при расчете не учитывают. Механический КПД гидрооборудования изменяется при изменении температуры не так существенно как гидравлический и объемный. В технической литературе нет данных по изменению механического КПД, поэтому в современных расчетах его принимают постоянным. Однако в дальнейшем при развитии гидропривода надо иметь в виду, что такая зависимость будет установлена, и ее необходимо учитывать при проектировании.

Расчет реактивной проточной части выполняется аналогичным образом. Углы выхода потока а: = Р2 обычно принимают постоянным вдоль проточной части и равными 8 — 14° (меньшие значения для агрегатов с малыми объемными расходами).

ковых диаметрах одинаковую степень реактивности и одинаковые геометрические и кинематические параметры. Все ступени рассчитывают на одинаковый располагаемый перепад энтальпий, с одинаковыми типами и размерами уплотнений. Профиль лопатки принимают постоянным по длине. При расчете задаются степенью реактивности, углом а1 и коэффициентом расхода ^ на среднем диаметре. После нахождения длины лопатки эти величины уточняют; критерием сходимости является отличие длины лопатки от ее предыдущего значения. Расчет может быть упрощен, если принять на среднем диаметре значения ср, ф, цъ ^2, аъ р2 постоянными для всех ступеней (из предварительного расчета ТВД) и распределить по ступеням значения р* сослано рекомендациям.

Средний диаметр облопатывания ТЗХ принимают постоянным по всем ступеням и равным 0,72—0,9 среднего диаметра последней ступени ТНД, что обеспечивает приемлемые значения скоростной характеристики при допустимых вентиляционных потерях на переднем ходу.

При переходных режимах электропривода через передачу передаётся не только статический, но и динамический момент; поэтому т)о не остаётся постоянным, a f]p = f(Mm+ +Mj). Точный учёт изменений т\р усложнил бы расчёт; в связи с этим обычно f\p принимают постоянным, относя его к нормальному моменту передачи. О более точных, но весьма трудоёмких расчётах см. [13, 21, 33].

В котельных агрегатах с наддувом коэффициент избытка воздуха в газоходах котла принимают постоянным.

Для стальных стоек, у которых гибкость Х<Х2, предельное (критическое) напряжение принимают постоянным и равным пределу текучести ч-р. Другими словами, для достаточно коротких и толстых стоек расчет на устойчивость заменяется расчетом на прочность.

Для стальных стоек, у которых гибкость Я, <с Я2, предельное (критическое) напряжение принимают постоянным и равным пределу текучести стт. Другими словами, для достаточно коротких и толстых стоек расчет на устойчивость заменяется расчетом на прочность.

Гидравлической характеристикой называется зависимость гидравлического сопротивления движению теплоносителя в обогреваемой трубе от его расхода. Обычно при построении гидравлических характеристик тепловосприятие трубы принимают постоянным.

Для расчета компонентов напряжений в пластической области необходимо задать деформационные характеристики в зависимости от температуры. В первом приближении можно пользоваться идеализированными свойствами материала в виде модели идеального упругопластического материала (см. рис. 11.4). Предел текучести, модуль упругости и коэффициент Пуассона свариваемого материала задают зависимыми от температуры от = а1(Г), Е=Е(Т), v = v(7). В пределах интервала деформирования [(k—!)...(?)] свойства материала принимают постоянными, равными значению в точке k.

Статическими нагрузками считают нагрузки, медленно изменяющиеся во времени, в этом случае силами инерции пренебрегают. Статические нагрузки обычно принимают постоянными.

Теплоемкости ср и су различных веществ различны и зависят от температуры. Иногда в приближенных расчетах зависимостью от температуры пренебрегают и значения теплоемкостей принимают постоянными. Тогда в соответствии с выражениями (1.55)

Указанная аппроксимация срединной поверхности приводит к существенному сокращению объема вычислительных операций и позволяет создать единый алгоритм численного расчета оболочек вращения переменной жесткости со сложной геометрией, в том числе при наличии разрывов в образующей срединной поверхности. При этом толщину и механические характеристики принимают постоянными в окружном направлении: h(si6i) = /z(s,-), Et(SjOf) = E(SJ), ar(sr-0,-) = at(s,-); материал оболочки в каждом коническом элементе считают изотропным.

Если в реакции наряду с газообразными участвуют также вещества в твёрдом состоянии, то в уравнении константы равновесия их парциальные давления принимают постоянными. Например, в системе (газ, твёрдая) СаО-)-•4-СО2 = СаСО3 получаем kp = pCQ.

В расчётах показатели политроп обычно принимают постоянными, соединяя в Т—S-диа-грамме концы кривых сжатия 1 - 2 и обратного расширения 3 — Упрямыми [допускаемая этим погрешность в определении затрачиваемой работы равна отношению заштрихованных площадей / и II к площадям, соответствующим работе, сообщаемой нагнетаемому газу (а —1—2 — 2'—Ъ) и получаемой от расширяющегося газа (с — 4 — 5—3'—d)]. Показатель полученной таким образом политропы сжатия может быть меньше показателя адиабаты, так как часть тепла сжатия отводится при охлаждении цилиндра. Некоторая часть тепла трения поршня и поршневых колец о

где f — вес единицы объема материала диска; -\л ~ вес единицы объема материала лопаток; F — площадь сечения лопатки па текущем радиусе I", h — толщина диска на текущем радиусе; г — число лопаток (в случае турбомашин с двусторонним входом пара или газа — число лопаток с обеих сторон). Для расчета диска по формуле (31) строят эпюру приведенного веса единицы объема материала у*. Далее величины 1* на каждом участке диска приближенно принимают постоянными и равными соответствующим величинам на средних радиусах участков. Таким образом, эпюру изменения у* заменяют эпюрой ступенчатого вида. В остальном расчет диска производят так, как было изложено выше.

где fj и ri+1 — начальный и конечный радиусы г'-го участка; 6,- и 6г+1 — температурные деформации на начальном и конечном радиусе. Модуль упругости и коэффициент поперечной деформации на каждом участке принимают постоянными и равными соответствующим величинам на средних радиусах участков. Модуль упругости и коэффициент Пуассона на г'-ом участке обозначают Е{ я Hi соответственно.

Во всех случаях найденная система нелинейных дифференциальных уравнений в конечном виде решения не имеет. Поэтому для упрощения задачи принимают целый ряд допущений. Так, например, значения давления в полостях рабочего цилиндра принимают постоянными, а движение поршня — равномерным [9, 35, 37, 66, 72]. Соответствующие этим условиям уравнения могут быть получены из системы (1) — (5), если принять в ней У = const; Z—const и Х=0.

Указанная аппроксимация срединной поверхности приводит к существенному сокращению объема вычислительных операций и позволяет создать единый алгоритм численного расчета оболочек вращения переменной жесткости со сложной геометрией, в том числе при наличии разрывов в образующей срединной поверхности. При этом толщину и механические характеристики принимают постоянными в окружном направлении: h(sidi) = h(sf), Et(s;-0,-) = E(s(), at(s,-0,-) = <*f С?/); материал оболочки в каждом коническом элементе считают изотропным.