43422

Расчет характеристик карьерного самосвала БелАЗ-7548

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Золотники 6 и 13 смещаются в крайнее правое по рисунку положение и поток рабочей жидкости от насосов 2 3 и 4 через гидрораспределитель 6 и золотник 13 подается в поршневые полости гидроцилиндров Дроссель в гидролинии опускания обеспечивает давление рабочей жидкости в штоковых полостях гидроцилиндров 2530МПа необходимое для торможения платформы в конце подъема. При этом уменьшается необходимое для подъема платформы усилие и соответственно снижается давление рабочей жидкости в напорной гидролинии подъема. Техническое обслуживание...

Русский

2013-11-05

798 KB

49 чел.

Содержание

  1.  Самосвала Белаз 7548……………………………….…………………….

    2. Описание работы гидросхемы опрокидывающего механизма   

         БЕЛАЗ 75483…………………………………………………………….

3. Данные для расчета……………………………………………………...

  1.   Выбор гидродвигателей ………………………………………………..

  1.  Выбор насоса………………………………………………………….…

  1.  Выбор направляющей аппаратуры……………………………………

  1.  Выбор регулирующей аппаратуры……………………………………

  1.  Выбор фильтра………………………………………………………….

  1.  Гидравлический расчет трубопроводов……………………………….

  1.  Расчет КПД гидросистемы ...…………………………………………..

  1.  Тепловой расчет гидросистемы……………………………………….

  1.  Расчет механической и регулировочной

         характеристики гидропривода…………………………………………

    13. Расчет на прочность элементов цилиндра............................................

    Список литературы


1.  Самосвала Белаз 7548

Карьерный самосвал БелАЗ-7548 (рис.1) и его модификации грузоподъёмностью 42 т выпускаемые производственным объединением «Белорусский автомобильный завод» предназначены для перевозки вскрышных пород и полезных ископаемых на открытых разработках, а также грунта на строительстве крупных промышленных и гидротехнических объектов по технологическим дорогам в различных климатических условиях

. 

Рисунок 1

Модели самосвала Белаз 7548

В зависимости от установленного на самосвале двигателя завод выпускает следующие модели:

Белаз 7548А – грузоподъемностью 42т с двигателем ЯМЗ 240НМ-1Б мощностью 368 кВт (500лс)

Белаз 75483 – грузоподъемностью 42т с двигателем ЯМЗ 8401.10-02 мощностью 405 кВт (550лс)

Белаз 75481 – грузоподъемностью 42т с двигателем КТА 19С  мощностью 441 кВт (600лс).

БелАЗ-7548 снят с производства в 2002 году. Заменен на БелАЗ-7547.

Техническе характеристики БелАЗ-7547 :

Технические характеристики самосвала БелАЗ-7548

БелАЗ

75481

75483

7548A

7548D

Двигатель

ЯМЗ-8401.10-06

КТА-19С

ЯМЗ-240НМ2

DEUTZ BF 8M 1015C

Мощность кВт (л.с.)

405 (550)

448 (600)

368 (500)

400 (544)

Трансмиссия

ГМП (5+2)

Шины

21.00-33

Максимальная скорость, км/ч

50

Радиус поворота, м

10.7

Масса, т

30

Габариты, мм

- длина

8090

- ширина

4620

- высота

4280

Объем платформы, м3

- геометрический

21/19

- с шапкой 2:1

26

2. Описание работы гидросхемы опрокидывающего механизма   БЕЛАЗ 75483 .

Опрокидывающий механизм - гидравлический, обеспечивает подъем, опускание и остановку платформы в любом промежуточном положении. Опрокидывающий механизм состоит из двух телескопических гидравлических цилиндров, трех шестеренных насосов, панели управления, блока гидрораспределителей управления, масляного бака и маслопроводов. Принципиальная схема гидравлической системы опрокидывающего механизма :

1-масляный бак;

2-насос рулевого управления;

3,4-насосы опрокидывающего механизма;

5-панель управления;

6-гидрораспределитель;

7,12-обратные клапаны;  

8-блок гидрораспределителей управления;

9,10-гидрораспределители управления;

11-гидроцилиндры;

13-золотник подключения рулевого управления (элемент панели управления);

14-гидросистема рулевого управления;

15-фильтр;

В нейтральном положении выключателя на панели приборов оба электромагнита гидрораспределителя 8 обесточены. Рабочая жидкость от насоса 2 поступает к гидрораспределителю 8 и через клапан 13 переключения насоса в гидросистему 14 рулевого управления. От насосов 3 и 4 рабочая жидкость через каналы в золотнике гидрораспределителя 6 поступает во всасывающую гидролинию насоса 2.При установке выключателя в положение “подъем” золотник гидрораспределителя 9 под действием якоря электромагнита смещается вправо (по рисунку) и рабочая жидкость от насоса 2 через гидрораспределитель 9 по гидролинии управления поступает в левую (по рисунку) торцовую полость золотника гидрораспределителя 6 и золотника 13. Золотники 6 и 13 смещаются в крайнее правое (по рисунку) положение, и поток рабочей жидкости от насосов 2, 3 и 4 через гидрораспределитель 6 и золотник 13 подается в поршневые полости гидроцилиндров 11. При этом рулевое управление порожнего или груженого самосвала отключается.

При выдвижении последних ступеней гидроцилиндров (третьих — в трехступенчатых и четвертых — в четырехступенчатых) рабочая жидкость из штоковых (подпоршневых) полостей через дроссель вытесняется в сливную гидролинию. Дроссель в гидролинии опускания обеспечивает давление рабочей жидкости в штоковых полостях гидроцилиндров 2,5-3,0МПа, необходимое для торможения платформы в конце подъема.При приближении груженой платформы к максимальному углу подъема центр тяжести ее смещается назад, ближе к оси. При этом уменьшается необходимое для подъема платформы усилие и соответственно снижается давление рабочей жидкости в напорной гидролинии подъема.

В момент полного растяжения гидроцилиндров открываются установленные в поршнях перепускные клапаны, и рабочая жидкость перетекает из поршневых полостей в штоковые и по гидролинии опускания во всасывающую гидролинию насосов.При установке выключателя в положение “опускание” золотник гидрораспределителя 10 под действием якоря электромагнита смещается в правое (по рисунку) положение и рабочая жидкость поступает в правую (по рисунку) торцовую полость золотника гидрораспределителя 6.Золотник смещается в крайнее левое (по рисунку) положение и штоковые полости гидроцилиндров сообщаются с напорной гидролинией насосов 3 и 4, а поршневые — со сливной гидролинией. Рабочая жидкость, подаваемая насосами 3 и 4, заполняет штоковые полости гидроцилиндров и происходит принудительное опускание платформы.

Рабочая жидкость, подаваемая насосом 2, поступает в гидросистему рулевого управления.После заполнения штоковых полостей рабочей жидкостью поток ее от насосов 3 и 4 подается через гидрораспределитель 6 во всасывающую гидролинию насосов через дроссель, и платформа начинает опускаться под действием собственного веса. Для остановки платформы в любом промежуточном положении необходимо выключатель на панели приборов установить в положение’’ нейтраль ’’.

Техническое обслуживание опрокидывающего механизма заключается в промывке бака, проверке герметичности и своевременной подтяжке соединений маслопроводов и шлангов, проверке уровня и замене рабочей жидкости и фильтрующих элементов масляного бака и сапуна. Уровень рабочей жидкости должен находиться по середине между метками указателя уровня масла. При замене масла очистить сливную магнитную пробку.

Ежедневно перед началом и по окончании работы самосвала:

- производить внешний осмотр шестеренчатых насосов;

- следить, чтобы не было утечек в местах соединения гидролиний и присоединения их к насосам, в местах стыка деталей насоса между собой и насоса с фланцем привода;

- проверить надежность крепления насоса с фланцем привода и крышки с корпусом насоса.

Загрязненная рабочая жидкость является основной причиной преждевременного износа и неисправностей узлов опрокидывающего механизма и рулевого управления и, в особенности, насосов высокого давления. Поэтому, для гидросистемы опрокидывающего механизма необходимо применять рабочую жидкость класса чистоты не ниже 12 по ГОСТ17216-71. При заправке бака рабочей жидкостью и при доливке ее необходимо исключить попадание во внутренние полости гидросистем посторонних примесей и воды.


3. Данные для расчета.

Вариант 2:            R1= 50 кН

V2= 0,40 м/с

Р = 10 МПа

tc = 100 C

Кр = 0,65

Распределитель 2

Вариант 103 :

Мз = 350 Нм

n = 160 об/мин

Км = 3.5

Гидросхема

1 – насос нерегулируемый с постоянным направлением потока жидкости

2 – гидромотор нерегулируемый, реверсивный

3 – четырёх линейный трёх позиционный гидрораспределитель

4 – регулируемый дроссель

5 – предохранительный клапан

6 – ёмкость жидкости (бак под атмосферным давлением)

7 - фильтр

8 – гидроцилиндр одноштоковый с двухсторонним подводом жидкости

9 – гидрозамок двустороннего действия

10 - делитель


4. Выбор гидродвигателей.
 

Выбор осуществляется по его внутреннему диаметру, исходя из требуемой рабочей площади FT в м2

                                         

R – усилие на штоке, кН

P – заданное давление жидкости в гидросистеме, МПа

k – коэффициент запаса по усилию (k = 1, когда дроссель).

                                         м2  

Исходя из Fт, внутренний диаметр dп определяется:

                                         

                                          

Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера:

 

По принятому значению dп, выбирается диаметр штока:

  

               Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера:

 

Далее выбираем гидромотор. Выбор его осуществляется по требуемой мощности .

Заданная мощность  гидромотора определяется:

 

                М – заданное значение момента,

   

 

  кВт

По справочной литературе выбирается необходимый гидромотор.    При этом учитывается, что мощность гидромотора должна быть не менее 1,1…1,25 от заданной, а угловая скорость вала и рабочее давление гидро-мотора должна быть не менее заданных.

Выбираю аксиально-поршневой гидромотор МР-0,25/10

- рабочий объём 250 см3/об

- номинальное давление 10 МПа

- крутящий момент 380 Нм

- Угловая скорость вращения 17 с-1

- Частота вращения  160 об/мин

- полный КПД 0,89


5. Выбор насоса.

Основной параметр для выбора насоса является требуемая подача Qт и заданное    давление P.

Расход жидкости определяется:

 

V – заданная скорость перемещения выходного звена гидродвигателя (штока гидроцилиндра), м/с

Fпр – рабочая площадь со стороны подвода жидкости в гидроцилиндр, м2

m – число одновременно работающих цилиндров (m=1)

nоб – объёмный КПД гидроцилиндра (nоб=1)

 

 

По полученному значению требуемой подачи выбирается насос. Подача его должна быть на 5% больше требуемой для компенсации потерь

 

 

Выбираю радиально-поршневой насос НП-120 со следующими параметрами:

- рабочий объём

- рабочее давление 10МПа

- частота вращения с-1

- КПД полный  0,85

- масса, 115  кг

- производительность

Теоретическая производительность насоса определяется:

 

 

Для данного типа насоса и заданной температуры окружающей среды применимо масло  индустриальное 45 со следующими параметрами:

- кинетическая вязкость υ = 38-52

- плотность ρ =890

- температура застывания tз = -100С

- температура вспышки tв = 1900С


6. Выбор направляющей аппаратуры

Р102-АИ64

- номинальное давление Рном = 20 МПа

- номинальный поток Qp = 40

- потери давления  Pр = 0,3 МПа

-потери расхода Q= 0,2 л/мин

7. Выбор регулирующей аппаратуры

С целью предохранения гидравлическую систему от недопустимых давлений конструкции машины от перегрузок параллельно напорной гидролинии устанавливают предохранительный клапан.

Выбираю клапан марки 20-200-1-2 с параметрами:

- номинальный поток 100

- номинальное давление 20 МПа

- потери расхода Q = 0,20 л/мин

 

Требуемую скорость выходного звена в приводах с нерегулируемыми гидромашинами можно получить установкой в схему дросселя.

Определяется требуемый расход дросселя:

 

 

Определяется площадь расходного окна:

 

μ = 0,62 – коэффициент расхода жидкости

Uдр=1 – параметр регулирования дросселя

ρ = 890 плотность жидкости

Pдр – перепад давления в дросселе

 

Тип дросселя

Параметры

Номинальное давление Pдр,

МПа 

Номинальный расход Qдр,

Площадь расходного окна fдр,

Потери давления ∆Pдр,

 МПа

Г77-33

12,5

35

0,21

0,2

Выбираем делитель потока , для деления потока на 2 части с целью синхронизации движения исполнительных органов независимо от величин действующих на них нагрузок.

Выбираю делитель потока КД-12/20

Потери давления 0,8МПа

8. Выбор фильтра

Выбор фильтра осуществляется в зависимости от необходимости фильтрации.

Выбираю фильтр  ФП7 со следующими параметрами:

  •  Номинальный поток            
  •  Тонкость фильтрации          25 мкм
  •  Номинальное давление       20 МПа
  •  Потери давления                  0,06 МПа
    9.
    Гидравлический расчет трубопроводов

Гидравлический расчет трубопроводов сводится к определению их геометрических параметров (длины трубопровода, внутренний диаметр), потерь энергии на трение при движении жидкости по трубопроводам и потерь на местных гидравлических сопротивлениях.

Соединение гидроаппаратов производится стальными бесшовными трубами. Максимально возможный расход жидкости в сливной гидролинии больше подачи насоса в случае объединения нескольких потоков или когда жидкость сливается из поршневой полости гидроцилиндра с односторонним штоком.

В этом случае максимальный расход определяется:

– площадь поршня,

– площадь штока,

– подача насоса,

Расход жидкости трубопровода взаимосвязан с его внутренним диаметром и скорости движения жидкости.

Для напорных и сливных трубопроводах:

                        P – давление жидкости в трубопроводе, МПа

Принимаю скорость во всасывающем трубопроводе:

Внутренний диаметр трубопровода определяется:

     По ГОСТу принимаю:

для напорных и сливных                                 d = 28 мм        D = 38 мм

          для всасывающего                                            d = 48 мм        D = 56 мм

Длины участков трубопроводов, связывающих отдельные гидроаппараты схемы, зависят от размеров гидромоторов и взаимного расположения аппаратов.

Рассчитываю следующие максимальные значения длин трубопроводов:

  •  всасывающего     
  •  напорного (от насоса до распределителя)

 

  •  напорного (от распределителя до гидродвигателя)

 

  •  сливного               

Потери давления складываются из потерь давления на преодоление сопротивления трубопроводов Pтр и местных сопротивлений Pм.с.

  ∆P = ∑∆Pтр + ∑∆Pм.с.

Для расчета потерь энергии расчетную гидросхему привода разбивают на участки, отличающихся друг от друга расходом жидкости, диаметром трубопровода, наличием местных сопротивлений. Расчёт потерь энергии производится отдельно для всасывающей, напорной и сливной гидролинии.

Потери давления по длине трубопровода на каждом участке определяется по формуле:

L – длина участка трубопровода со скоростью жидкости Vж, 

d – внутренний диаметр трубопровода, м

ρ – плотность жидкости,

λ – коэффициент сопротивления рассматриваемого участка трубопровода.

 

Для определения λ, необходимо посчитать число Рейнольдса для напорной и сливной гидролинии:

υ – кинематическая вязкость жидкости,

т.к. Re > 316, то

Для участка  от насоса до распределителя:

Для участка то распределителя до гидроцилиндра:

 

Для сливной магистрали

 

Суммарные потери для всасывающей магистрали

 

Для напорной магистрали

 

= + = 0,031 + 0,063= 0,094 МПа

 

Рассчитываю потери давления в гидроаппаратуре, входящей в разработанную схему:

 

Pном – потери давления в гидроаппаратуре при номинальном расходе Qном (паспортные данные)

- потери давления в распределителе

-потери давления в делителе потока

 

- потери давления предохранительном  клапане

 

 

- потери давления в фильтре

-потери давления в дросселе 

= 0,2 МПа

-потери давления на местные сопротивления во всасывающей магистрали

                   

   

-потери давления на местные сопротивления в сливной магистрали

                                                                      

-потери давления на местные сопротивления в напорной магистрали

                                                                                   

 -общие потери давления для всасывающей магистрали

-общие потери давления в напорной магистрали

-общие потери давления в сливной магистрали

После определения потерь давления в магистралях производятся уточнения параметров гидропривода.

Усилие создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе поршня:

R– заданная полезная нагрузка, кН

Rпд – сила противодавления, кН

Rп – сопротивление уплотнения поршня, кН

Rш – сопротивление уплотнения штока, кН

Rин – сила инерции движущихся частей, кН

 

  =  ∆Pсл = МПа

Усилия трения в уплотнениях определяется:     

μ – коэффициент трения (для резины 0,01)

d – уплотняемый диаметр, м

h – высота активной части манжеты, м

Усилие создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе поршня:

Давление жидкости на выходе из насоса:

Давление настройки предохранительного клапана  Pк  в МПа

 

Рц=(Rп+Rш)/Fпр=(0,248+0,125)/0,0038=0,098 Мпа

Скорость рабочего и холостого хода:

 

– объемный КПД гидроцилиндра

Расхождение расчетной и заданной скоростями не превышает 10%


10. Расчет КПД гидросистемы

Мощность, реализуемая на выходном звене гидропривода

кВт

Мощность, затрачиваемая на подачу жидкости насоса

кВт

Общий КПД системы


11. Тепловой расчет гидросистемы

В процессе эксплуатации гидросистем масло нагревается. Основной причиной нагрева является наличие гидравлических сопротивлений в системе гидропривода. С возрастанием температуры жидкости интенсифицируется процесс окисления масла, выпадают сгустки смол и шлама, что нарушает нормальную работу гидросистемы. Обычно принимают максимально допустимую температуру масла в баке 55-60°С. При длительной работе гидропривода температурный перепад достигает значения установившегося. Тепловая энергия расходуется на нагревание гидробака с маслом, а также рассеивается в пространство путем теплопередачи от нагретых поверхностей бака, трубопроводов, гидроцилиндров  длительной работе гидропривода температурный перепад достигает значения установившегося.

Тепловая энергия расходуется на нагревание гидробака с маслом, а также рассеивается в пространство путем теплопередачи от нагретых поверхностей бака, трубопроводов, гидроцилиндров.

Для установившегося теплового режима температурный период определяется:

– потерянная мощность, кВт

- поверхность теплопередачи, 

- коэффициент теплопередачи участка, 

кВт

с другой стороны

T = Tм Tв

Tв – установившаяся температура масла в баке, °С

Tв – температура окружающего воздуха, Tв  = 10 °С

Tм = ∆T + Tв = 12,8 +20=38,8 °С

Установившаяся температура масла получилась < 60 °С т.е. условие выполнено.


12. Расчет механической и регулировочной характеристики гидропривода.

Скорость движения выходного звена определяется:

- рабочая площадь поршня,  

Qп - фактический полезный расход жидкости затрачиваемый на           совершение работы двигателя, 

 

μ = 0,62 – коэффициент расхода жидкости

-фактическое значение величины расходного окна дросселя, 

Uдр – параметр регулирования дросселя

ρ = 890  плотность жидкости

Pдр – перепад давления в дросселе

                               

                                                     

где  - объемные потери в гидроаппарате при его номинальном   давлении .

R=0    Uдр=0

R=0    Uдр=0,25

R=0    Uдр=0,5

R=0    Uдр=0,75

R=0    Uдр=1

R=10   Uдр=0

R=10   Uдр=0,25

R=10    Uдр=0,5

R=10    Uдр=0,75

R=10    Uдр=1

R=20    Uдр=0

R=20    Uдр=0,25

R=20    Uдр=0,5

R=20   Uдр=0,75

R=20    Uдр=1

R=30    Uдр=0

R=30    Uдр=0,25

R=30    Uдр=0,5

R=30    Uдр=0,75

R=30   Uдр=1

R=40    Uдр=0

R=40    Uдр=0,25

R=40    Uдр=0,5

R=40    Uдр=0,75

R=40   Uдр=1

R, кН

V, м/с

U=0

U=0,25

U=0,5

U=0,75

U=1,0

0

0,339

0,289

0,236

0,183

0,133

10

0,339

0,254

0,169

0,089

-0,00035

20

0,339

0,231

0,125

0,0180

-0,090

30

0,339

0,212

0,086

-0,029

-0,16

40

0,339

0,197

0,052

-0,081

-0,20

13. Расчет на прочность элементов цилиндра.

Толщина стенки цилиндра.

В расчетной практике используется несколько различных формул для определения толщины стенки цилиндра, находящегося под действием внутреннего давления. Условно цилиндры делят на тонкостенные и толстостенные. Тонкостенные (<0,l) цилиндры и трубопроводы рассчитывают по формулам, мм:

где     S - толщина стенки цилиндра, мм;

р - разрушающее давление, МПа;

 D - внутренний диаметр, мм;

  - допускаемое напряжение, МПа.

 - предел текучести материала;

 n - запас прочности по пределу текучести (обычно в расчетах гидроцилиндров принимается n>2)

Толщина задней стенки цилиндра.

При расчетах толщины h задней крышки цилиндра используют формулы расчета круглых пластин, нагруженных равномерно распределенным давлением 

р - разрушающее давление, МПа

Расчет фланцев гидроцилиндра.

По окружности фланцевого соединения  действует создаваемое давлением жидкости усилие

 p рабочее давление;

 D- внутренний диаметр гидроцилиндра

Усилие затяжки болтов фланца определится

к - коэффициент, учитывающий ослабление затяжки вследствие внутреннего давления к=1,25

Если фланец очень тонкий, опасное сечение окажется на диске фланца.

В этом случае момент сопротивления определится

- вылет фланца;

- диаметр опасного сечения.

При креплении крышек к фланцам на болтах диаметр болта определится

где     d - внутренний диаметр резьбы;

Т - усилие, действующее на крышку;

 n - количество болтов;

 С - поправка к расчетному диаметру (C  3 мм)

 

- плечо приложения силы.

 

Таким образом, толщина фланца в опасном сечении определяется из выражения

 , следовательно

 

Расчет элементов крепления поршня.

Соединение поршня со штоком во многих случаях осуществляется с помощью резьбы. Запас прочности резьбового соединения на смятие определится

dH, dB —диаметр резьбы соответственно наружный и внутренний;

- наименьший предел текучести материала соединяемых деталей (гайки или штока);

kн - коэффициент нагрузки (kн 0,18)

—сила гидроцилиндра при работе штоковой полостью.

Запас прочности по срезу витков штока определится

где          - коэффициент полноты резьбы (для метрических резьб =0,87);

 — коэффициент распределения нагрузки);

 Н — расчетная высота гайки;

  — предел текучести материала штока на срез.

Запас прочности по срезу витков гайки определится


Список литературы

1. Суслов Н.М. инструкция по оформлению пояснительной записки к курсовому и дипломному проектам для студентов всех профилизаций направления 551800 - "Технологические; машины и оборудование". Екатеринбург,  I995. - 20 с.

 2. Ковалевсккй в.Ф.    и др.  Справочник по гидроприводам горных машин. к., Недра.  1978.- 502 с.

5. Суслов Н.М.. Шестаков B. С, Рутковская И.И. методические указаний по курсовому проектировании для студентов специальностей 0506 "Горные машины и комплексы" и 0507 "Торфяные машины и комплексы" по дисциплине "Гидравлика, гидравлические машины и гидропривод". Часть II. Основные элементы объемного гидравлического привода.  Свердловск,   1936.- 21 с.

  1.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.- М.,
    Машиностроение,   1968,- 688 с.
  2.  Оксененко   А. Я.    Номенклатурный   каталог    "Гидравлическое,
    пневматическое,  смазочное оборудование и   фильтрующие   устройства,
    выпускаемые предприятиями   Министерства   станкостроительной и инструментальной промышленности ь 1986-87 гг.".  М.:   1986.

5. Коваль П.В. Гидравлика и гидропривод горных машин: Учебник для вузов по специальности "Горные машины и комплексы".- м.: Машиностроение.  1979.  - 319 с.

7. Суслов Н.М.   Гидроаппаратура объемного гидропривода горных машин. Учебное пособие. Екатеринбург.- 1993.- 86 с

PAGE  33


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

36505. Розподіл молекул за абсолютними значеннями швидкості. Функція розподілу Максвелла 256.56 KB
  Тепер вже швидкість беремо за абсолютним значенням отже вона буде додатньою. Отже на графіку наведені залежності для кількох температур. Отже сформульований постулат стверджує що процес Клаузіуса неможливий. Отже узагальнений постулат ТомсонаПланка “Неможливо створити періодично діючу машину єдиним результатом дії якої було б виконання роботи лише за рахунок охолодження нагрівачаâ€.
36506. Якісне пояснення температурної залежності теплоємності газів на підставі квантових уявлень 630.47 KB
  Звідки може брати енергію осцилятор Він її отримує при зіткненнях. Але прийняти будьяку енергію осцилятор не може. Він приймає енергію тільки кратну і переходить на один із наступних енергетичних рівнів на рисунку. Наша молекула зможе прийняти необхідну енергію лише від молекули із заштрихованої області.
36507. Потік газових молекул на стінку. Закон косинусу 191.07 KB
  Закон косинусу У багатьох задачах потрібно враховувати кількість молекул що падає на стінку посудини. На стінку впадуть лише ті молекули напрямки яких направлені у бік виділеної ділянки. Нам необхідно знати розподіл молекул за напрямками швидкостей.
36508. Молекулярні пучки. Зміна кількості молекул у пучці 188.18 KB
  Зміна кількості молекул у пучці внаслідок зіткнень з молекулами газу Нехай маємо джерело молекулярного пучка. Нагадаю : молекулярний пучок – це вузький різко окреслений струмінь атомів що рухаються в одному напрямку і не взаємодіють між собою. Молекулярний пучок рухається у газі вздовж осі .
36509. УПРАВЛЕНИЕ КАЧЕСТВОМ НА ПРОИЗВОДСТВЕ 211 KB
  В промышленно развитых странах во многих фирмах и компаниях функционируют системы качества, успешно обеспечивающие высокое качество и конкурентоспособность выпускаемой продукции. В большей части эти системы аналогичны отечественным комплексным системам управления качеством продукции
36510. Теплопровідність газів 248.36 KB
  Вони нагріті до різних температур і ці температури підтримуються сталими. Зміна температури вздовж осі характеризується градієнтом температури. Закон дає зв’язок між кількістю тепла і градієнтом температури. Кількість тепла пропорційна градієнту температури; як можна було б очікувати пропорційна площі площадки .
36511. Загальне рівняння для явищ переносу 184.28 KB
  Запишемо кількість молекул які налітають за одиницю часу на площадку із швидкостями у інтервалі і у межах полярних кутів . Тому записуючи кількість молекул ми додаємо ще два імовірнісні множники . Позначимо кількість величини що переноситься зліва направо через площадку тими молекулами які летять у межах кутів з відстані . Ця кількість буде визначатись добутком значення величини що переносить кожна молекула на кількість молекул : .
36512. Ергодична гіпотеза 175.19 KB
  3 Фазові перетворення ІІ роду. Поглянемо на класифікацію фазових перетворень І і ІІ роду не з точки зору наявності чи відсутності теплообміну а з точки зору стрибкоподібної зміни параметрів стану речовини. Фазові перетворення при яких перші похідні функції змінюються стрибкоподібно називаються фазовими перетвореннями І роду. Фазові перетворення при яких перші похідні функції залишаються неперервними а другі похідні тієї ж функції змінюються стрибкоподібно називаються фазовими перетвореннями ІІ роду.
36513. Закон зростання ентропії. Обчислення зміни ентропії при різних процесах 162.99 KB
  Обчислення зміни ентропії при різних процесах Якщо термодинамічна система адіабатно ізольована то і зміна ентропії у результаті протікання оборотних процесів а під час необоротних процесів які власне тільки і існують у природі як показує досвід і теорія ентропія зростає. Рівність має місце лише для оборотних процесів за означенням ентропії. Властивість зростати притаманна ентропії так само як енергії – зберігатись.