Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Проблемы, возникающие при проектировании насосов сверхнизкого ns. Обзор работ, посвященных данной теме 9
1.1. Постановка задачи 9
1.2. Основные проблемы, возникающие при разработке центробежного насоса сверхнизкой быстроходности 14
1.3. Обзор литературы, посвященной проблемам создания центробежных насосов низкой и сверхнизкой быстроходности с открытыми и полуоткрытыми рабочими колесами 15
Глава 2. Анализ насосов сверхнизкой быстроходности и возможные пути повышения их эффективности 27
2.1. Анализ возможных конструктивных схем рабочих колес 27
2.2. Оценка потерь дискового трения в насосе сверхнизкого ns с открытым и закрытым рабочим колесом 29
2.2.1. Оценка потерь дискового трения на закрытом и открытом рабочем колесе при работе на жидкости малой вязкости 30
2.2.2. Оценка потерь дискового трения на закрытом и открытом рабочем колесе при работе на жидкости высокой вязкости 33
2.2.3. Сравнительный анализ работы закрытого и открытого рабочего колеса с точки зрения потерь дискового трения 35
2.3. Сравнение энергетических характеристик закрытого и открытого рабочих колес 36
2.4. Сравнение закрытого и открытого рабочих колес с точки зрения эксплуатационных характеристик 38
2.5. Обоснование выбора типа рабочего колеса 40
2.6. Анализ геометрических факторов, влияние которых на параметры насоса сверхнизкого ns с открытым рабочим колесом является наиболее существенным 42
Глава 3. Описание экспериментальных установок, методики проведения исследований и оценка погрешностей измерений 45
3.1. Стенд для испытаний насосных агрегатов на чистой воде 47
3.1.1. Снимаемые в ходе испытаний параметры и приборы для их измерения 47
3.1.2. Методика проведения испытаний и обработки результатов эксперимента 51
3.1.3. Определение величин погрешностей экспериментальных данных 56
3.1.3.1. Погрешность измерения частоты вращения вала насоса 57
3.1.3.2. Погрешность измерения напора насоса 57
3.1.3.3. Погрешность измерения мощности на клеммах электродвигателя 59
3.1.3.4. Погрешность измерения подачи насоса 60
3.1.3.5. Погрешность измерения температуры рабочей жидкости 60
3.1.3.6. Погрешность определения числа Рейнольдса 62
3.1.3.7. Погрешность определения КПД насоса 63
3.1.3.8. Погрешность определения безразмерного напора 63
3.2. Стенд для испытаний насосных агрегатов на рабочей жидкости ОЖ-40 при нормальных условиях 65
3.3. Стенд для испытаний насосных агрегатов на рабочей жидкости ОЖ-40 и ОЖ-65 в термобарокамере 70
3.3.1 Методика проведения испытаний и обработки результатов эксперимента 73
3.4. Стенд для испытаний насосных агрегатов на рабочей жидкости высокой вязкости при нормальных условиях 75
3.5. Стенд для ресурсных испытаний насосных агрегатов на рабочей жидкости ОЖ-40 81
Глава 4. Результаты экспериментальных исследований влияния элементов проточной части насоса на его параметры 84
4.1. Условия проведения экспериментов и экспериментальное оборудование 84
4.2. Основные экспериментальные зависимости, полученные в ходе экспериментов 85
4.2.1. Влияние угла установки лопастей на выходе на параметры насоса 86
4.2.2. Влияние количества лопастей хя на параметры насоса 88
4.2.3. Влияние толщины лопастей 5Л на параметры насоса 90
4.2.4. Влияние переднего торцевого зазора 51 на параметры насоса 91
4.2.5. Влияние заднего торцевого зазора 5г на параметры насоса 93
4.2.6. Влияние зависимости b/D2 от r/R2 на параметры насоса 95
4.2.7. Влияние отношения Dj/D2 на параметры насоса 99
4.2.8. Влияние подрезки рабочего колеса по внешнему диаметру на параметры насоса 104
4.2.9. Влияние наличия разгрузочных отверстий в заднем диске рабочего колеса на параметры насоса 105
4.2.10. Влияние шероховатости поверхности рабочего колеса на параметры насоса 107
4.2.11. Влияние диаметра горла диффузора спирального отвода на характеристики насоса 108
4.2.12. Влияние параметров направляющего аппарата на характеристики насоса 114
4.3. Выводы о степени влияния основных геометрических параметров рабочего колеса на характеристики насоса и рекомендации по выбору оптимальных величин этих параметров.. 118
4.4. Предлагаемый порядок расчета открытого рабочего колеса центробежного насоса сверхнизкой быстроходности 120
Глава 5. Работа насосов данного типа при низких температурах окружающей среды и высоких вязкостях рабочей жидкости 123
5.1. Постановка задачи 123
5.2. Гипотеза о возможности ламинарного режима жидкости в каналах проточной части насоса 126
5.3. Оценка величины перепада давления на рабочем колесе насоса при наличии в нем ламинарного режима течения жидкости 129
5.4. Экспериментальное определение параметров насоса при его работе на высоковязкой жидкости 139
5.4.1, Определение параметров насоса во всем диапазоне температур рабочей жидкости 140
5.4.4. Определение величины потерь в элементах направляющего аппарата 141
5.4.5. Доработка направляющего аппарата с целью снижения гидравлических потерь в нем 147
Выводы и результаты 151
Список литературы 153
Приложение 1 153
- Обзор литературы, посвященной проблемам создания центробежных насосов низкой и сверхнизкой быстроходности с открытыми и полуоткрытыми рабочими колесами
- Оценка потерь дискового трения на закрытом и открытом рабочем колесе при работе на жидкости малой вязкости
- Стенд для испытаний насосных агрегатов на рабочей жидкости ОЖ-40 при нормальных условиях
- Влияние диаметра горла диффузора спирального отвода на характеристики насоса
Введение к работе
Актуальность работы: следует из необходимости создания насосов для
систем термостабилизации радиоэлектронной аппаратуры и специального оборудования, используемых в военной технике и способных работать на загрязненной жидкости, в широком диапазоне подач и температур окружающей среды и в условиях ограничения потребляемой насосом мощности.
Цель работы заключается в создании ряда герметичных насосов, способных надежно работать длительное время на рабочих жидкостях, содержащих твердые включения 0 до 0,1 мм, в широком диапазоне вязкостей жидкости (от 4 до 1000 сСт и выше) и широком диапазоне подач (4.. 12 л/мин), поиске путей повышения эффективности их работы и разработке инженерной методики расчета таких насосов. Основные задачи исследования. В связи с указанной целью в работе поставлены и решались следующие задачи:
Обоснование выбора типа насосного оборудования, обеспечивающего достижение поставленной цели на основе изучения существующих типов циркуляционных насосов малой мощности.
Исследование влияния элементов проточной части насоса на КПД с целью достижения повышенных значений КПД насоса при высокой надежности и долговечности
Создание ряда насосов сверхнизкой быстроходности для систем термостабилизации
Исследование работы насосов для систем термостабилизации в условиях, адекватных реальным
Разработка методики проектирования насосов сверхнизкой быстроходности, работающих при низких значениях чисел Рейнольдса. Научная новизна работы состоит в следующем:
- Получены качественно новые зависимости, характеризующих баланс
энергии в малоизученных типах центробежных насосов
Исследован ряд ранее не отмечавшихся явлений, возникающих в проточной части насоса при работе на высоковязких жидкостях в условиях низкой температуры
Оценена величина гидравлических потерь при ламинарном режиме течения вязкой жидкости в рабочем колесе центробежного насоса сверхнизкой быстроходности
Экспериментально определены оптимальные с точки зрения эффективности работы насоса диапазоны значений ряда геометрических параметров проточной части центробежного насоса сверхнизкой быстроходности.
Практическая ценность работы заключается в создании ряда новых насосов для систем термостабилизации, работающих в экстремальных условиях и не имеющих прямых аналогов. Разработана методика
проектирования подобных насосов и найдены пути повышения их
эффективности и надежности.
Внедрение результатов работы: По предложенной в настоящей работе
методике и с использованием полученных экспериментальных зависимостей был рассчитан и спроектирован ряд центробежных насосов, которые прошли испытания, в настоящее время выпускаются серийно НІШ СЭМ и устанавливаются в системы термостабилизации специального назначения.
Апробация работы: результаты исследований докладывались на НТК МГТУ им. Н.Э. Баумана (г. Москва, 1995 г.), СНТК МГТУ им. Н.Э. Баумана (г. Москва, 1997 г.), СНТК МЭИ (г. Москва, 1998 г.), СНТК МГТУ им. Н.Э. Баумана (г. Москва, 1999 г.), выставке «АкваТерра» (г. Москва, 2000 г.), НТК ПГТУ (Пермь, 2001 г.), конференции СПбГТУ (СПб 2003г), юбилейной конференции МГТУ им. Н. Э. Баумана (г. Москва, 2004 г.).
Публикации: основное содержание диссертации опубликовано в 8 сборниках тезисов докладов, 1 статье и 4 отчетах по научно-исследовательской работе.
Структура и объем работы: Диссертационная работа состоит из
введения, 5 глав, заключения, списка использованных источников и 3
приложений. Содержание работы изложено на 144 страницах и
иллюстрировано 41 рисунком. В приложении приведены
Обзор литературы, посвященной проблемам создания центробежных насосов низкой и сверхнизкой быстроходности с открытыми и полуоткрытыми рабочими колесами
При изучении литературы были поставлены две основные задачи: обобщение предлагаемых методик определения основных размеров закрытого или открытого (полуоткрытого) центробежного рабочего колеса и поиск путей повышения эффективности работы насоса, а также исследование работы насоса на жидкостях высокой вязкости.
Весьма важный вопрос выбора между закрытым и открытым (полуоткрытым) рабочим колесом для центробежного насоса сверхнизкой быстроходности в литературе освещен недостаточно. В работе [27] приводятся данные о том, что в диапазоне ns 40..60 КПД открытого колеса может быть больше (на 5,.7%), чем у закрытого, однако в работах [49, 50] данные обратные - у закрытого колеса эффективность выше, причем данное мнение является более распространенным [39]. Однако вышеприведенные источники рассматривают диапазон ns не менее 35..40. Таким образом, вопрос выбора типа рабочего колеса для насоса сверхнизкой (16..20) быстроходности требует дальнейшего исследования. В тех же источниках рекомендуется при расчете насоса принимать отношение пїрасч/п5раббольше единицы (для быстроходностей 30..40 - в пределах 1,4) для повышения КПД насоса на рабочем режиме.
Расчет рабочего колеса сверхнизкой быстроходности закрытого типа может вестись на основе имеющихся методик расчета колес большего ns. При расчете закрытого рабочего колеса по струйной теории делаются следующие основные допущения: - на входе в лопастную решетку поток считают потенциальным - считают жидкость идеальной, т.е. не учитывается толщина пограничного слоя на стенках колеса, эпюра относительных скоростей в канале рабочего колеса принимается прямоугольной (это допущение абсолютно неприемлемо при работе насоса на рабочей жидкости большой вязкости) - течение внутри колеса считают безотрывным, отсутствуют вихреи-сточники, поток в абсолютном движении потенциален При расчете по струйной теории первоначально по величине коэффициента быстроходности на основании статистических формул, выведенных по результатам испытаний большого числа рабочих колес различных быстроходностей определяются величины диаметра выхода из рабочего колеса D2 и ширины рабочего колеса на выходе Ь2, затем выбирают величины угла установки лопастей на выходе из колеса 3Л2 и числа лопастей z„. Ниже в таблицах 1 и 2 приведены рекомендации [51] по выбору этих величин:
Эти данные могут быть обобщены и на область закрытых рабочих колес сверхнизких быстроходностей, однако требуется их уточнение в этой области.
В работе [4] приведены данные о влиянии угла установки лопастей на входе радиальной турбины сверхнизкой быстроходности как с закрытым, так и с открытым рабочим колесом на параметры турбины. Отмечено, что изменение угла установки лопастей от -20 до 82 (при числе лопастей равном 16) практически не влияет на параметры турбины. Рекомендовано для проектирования таких турбин принимать число лопастей равным 16 (исследовались турбины с Zi=8, 10, 12, 14, 16), а отношение D2/Di=0,34..0,35, что обеспечивает непрозрачность лопастной решетки.
Хотя единой модели рабочего процесса открытых и полуоткрытых рабочих колес на данный момент не существует, имеется достаточно большое число работ, посвященных экспериментальным исследованиям работы колес данных типов. Однако в большинстве этих работ рассматриваются колеса достаточно большого (60..90 и более) ns. Причиной этого является то, что рабочие колеса открытого и полуоткрытого типов чаще всего применяются для перекачивания загрязненных жидкостей, различных взвесей в промышленности, где используются насосы, рассчитанные на достаточно большие подачи. В частности, в работе [49] и [50] анализируются размерные и безразмерные характеристики насосов с полуоткрытыми рабочими колесами (ns 40..125), используемыми в сахарной промышленности. Авторы по итогам исследования делают следующие выводы: 1. Наиболее существенное влияние на КПД и напор насоса с полуоткрытым рабочим колесом оказывает величина переднего осевого зазора 5 между торцами лопастей и корпусом насоса. Дается зависимость коэффициента напора Кц и КПД от 5 на оптимальном режиме для колес с ns 50 и 75, из которой следует, что с уменьшением зазора КПД и напор насоса увеличиваются. 2. Отмечается меньшая чувствительность к изменению осевого зазора колес с большими (72 град) углами установки лопастей на выходе.
Оценка потерь дискового трения на закрытом и открытом рабочем колесе при работе на жидкости малой вязкости
На основе проведенного выше сравнительного анализа трех типов рабочих колес (закрытого, открытого и полуоткрытого) можно сделать следующие выводы: 1. Закрытое рабочее колесо имеет при работе на жидкости малой вязкости существенно более высокие энергетические характеристики (напор, КПД) по сравнению с открытым колесом. На область высоковязких жидкостей эта зависимость требует отдельного обобщения (см. Гл. 5). 2. Потери дискового трения у открытого рабочего колеса несколько выше при малых значениях вязкости рабочей жидкости, и существенно ниже при больших вязко стях, чем у закрытого рабочего колеса. 3. С точки зрения эксплуатационных характеристик работа закрытого рабочего колеса на загрязненной жидкости в течение длительного времени крайне нежелательна, а стоимость его изготовления существенно выше, чем у открытого рабочего колеса. Таким образом, можно сделать окончательный вывод, что применение закрытого рабочего колеса в центробежном насосе сверхнизкой быстроходности оправдано в том случае, если насос работает на чистой жидко сти малой вязкости. При работе на чистой высоковязкой жидкости закрытое рабочее колесо также может быть применено, если нет жесткого ограничения по потребляемой насосом мощности. При выполнении этих условий закрытое рабочее колесо обеспечивает при тех же габаритах, что и открытое, более высокий напор и КПД, которые могут быть еще увеличены усовершенствованием уплотнений рабочего колеса [38]. С другой стороны, открытое рабочее колесо целесообразно применять при работе насоса на загрязненной жидкости, а также на жидкости высокой вязкости в случае, когда есть жесткие ограничения по потребляемой насосом мощности. В соответствии с этим решено было в насосе, предназначенного для стационарной системы (загрязненная жидкость, ограничение по мощности, малая вязкость жидкости) использовать открытое рабочее колесо (или полуоткрытое), что позволяет обеспечить большой ресурс насоса и меньшую его стоимость. Для мобильной системы (чистая жидкость, широкий диапазон вяз-костей, нет ограничения по мощности) целесообразно рассмотреть как возможность использования открытого рабочего колеса (меньшая стоимость, меньшая потребляемая мощность при работе на высоковязкой жидкости), так и закрытого рабочего колеса (больший напор, что может быть особенно важно при запуске системы термостабилизации на высоковязкой жидкости). 2.6. Анализ геометрических факторов, влияние которых на параметры насоса сверхнизкого ns с открытым рабочим колесом является наиболее существенным Поскольку для стационарной системы было принято использование открытого (полуоткрытого) рабочего колеса, необходимо было найти пути повышения КПД для снижения потребляемой насосом мощности до пределов, определенных в ТЗ. В связи с трудностями, возникающими при верификации физической модели течения в открытых и полуоткрытых колесах центробежных насосов сверхнизкого ns и невозможностью в настоящее время составления адекватной математической модели, которая позволяла бы вести прямой и обратный расчет геометрии и параметров такого рабочего колеса для дальнейшей его оптимизации большое значение приобретают экспериментальные методы исследования. Основной задачей этих методов является выявление характера влияния различных геометрических параметров проточной части на характеристики насоса с целью дальнейшей выработки рекомендаций по проектированию аналогичных колес. На рис. 2.4 представлена схема рабочего колеса, на которой обозначен ряд геометрических параметров, оказывающих влияние на характеристики насоса. Можно выделить следующие основные величины, влияние которых на характеристики насоса представляется наиболее значительным: 1. Угол установки лопастей колеса на выходе р2л (общепризнанно, что для рабочих колес низкого ns эти углы целесообразно выполнять большими (60..90). 2. Количество лопастей рабочего колеса тл 3. Передний и задний торцевые зазоры между торцами лопастей и корпусом (6i и 5г соответственно) 4. Ширина рабочего колеса (целесообразно выразить как зависимость D2/D2 от г/Яг) 5. Степень открытости рабочего колеса [59], выражается через отношение диаметра заднего диска к диаметру колеса на выходе Цд/Ог 6. Определение оптимальных размеров отводящего устройства для рабочего колеса сверхнизкого ns [11] Прочие факторы, влияние которых на параметры насоса представляется менее значительным: шероховатость поверхности рабочего колеса, толщина лопастей рабочего колеса, наличие и размеры разгрузочных отверстий в заднем диске колеса и ряд других параметров.
Ряд параметров, в значительной степени определяющих кавитаци-онные качества насоса (размеры входа в колесо, толщины лопастей на входе и т.д.) не рассматривались в настоящей работе, поскольку вопрос повышения всасывающей способности при создании насосов не рассматривался.
В соответствии с вышеизложенным был проведен ряд серий экспериментов по выявлению влияния данных параметров на характеристики насоса с открытым рабочим колесом и поиску путей повышения его КПД. Результаты этих экспериментов и сделанные на их основе выводы представлены в главе 4.
Стенд для испытаний насосных агрегатов на рабочей жидкости ОЖ-40 при нормальных условиях
Использовалась термобарокамера «Nema» объемом 2 м , позволяющая создавать температуру в камере до минус 60..65С (при атмосферном давлении). Бак с рабочей жидкостью ОЖ-65, термопара, испытываемый насосный агрегат, турбинный датчик расхода ТПР7-1-1, датчик оборотов и соединительные рукава помещались в климатической камере. Нагрузочный дроссель, мановакуумметры и манометры (соединенные через отверстие в стенке камеры со стендом рукавами) находились вне камеры. Также вне камеры находились тумблер включения питания электродвигателя, ваттметр, прибор для измерения температуры рабочей жидкости, преобразователь частоты и частотомер для измерения подачи насоса, частотомер для измерения оборотов насоса. В камере также имелась встроенная термопара для измерения температуры в камере (температуры окружающей среды для насосного агрегата). Выводы трубопроводов и кабелей через отверстие в стенке камеры были загерметизированы.
Такая схема размещения оборудования позволяла проводить длительные испытания и обеспечивала достаточно надежную работу всех элементов стенда при любых температурах в камере.
В процессе проведения испытаний в термобарокамере основными задачами были снятие нормальных характеристик насосного агрегата при низких температурах окружающей среды и рабочей жидкости, поиск путей повышения его эффективности и устойчивого запуска насоса во всем диапазоне температур рабочей жидкости, исследование процессов, происходящих в рабочем колесе и направляющем аппарате насоса данного типа при высокой (до 1000..1100 сСт) вязкости жидкости. Основной сложностью при испытаниях была невозможность добиться на длительное время стабильного температурного режима в системе. Причиной этого является, с одной стороны, наличие высокой тепловой инерционности термобарокамеры, не позволяющей резко корректировать температуру в камере, а с другой стороны, быстрый нагрев жидкости в стенде вследствие малого объема бака (20 л, бак большего объема нельзя было разместить в камере) и, соответственно, меньшей теплоотдачи. Соответственно, была разработана специальная методика, позволяющая получить характеристики насоса при любой температуре с достаточно высокой точностью.
Методика проведения испытаний в камере была следующей: камера с установленным в ней стендом включалась за 10.. 13 часов до начала эксперимента, в течение 7.. 10 часов (в зависимости от требуемой температуры в камере и алгоритма выхода на требуемый режим работы) выходила на стабильный температурный режим, и затем в течение 3 часов стенд выдерживался при заданной температуре. После этого производилось включение насоса и
проверялся его устойчивый запуск. Затем начиналось непрерывное снятие характеристик во всем диапазоне расходов (расход регулировался дросселем) при постоянно происходящем нагреве жидкости в стенде вследствие гидравлических потерь. При этом для каждой точки обязательно фиксировалась температура.
После снятия одной характеристики сразу же снималась повторная (но при большей начальной температуре рабочей жидкости), и так до тех пор, пока в стенде и камере не устанавливался температурный режим, близкий к стабильному (т.е. теплоотдача от стенда примерно соответствовала потерям в стенде при данной температуре, и изменение температуры не превышало 1 ,.2С в час). После этого камера выключалась, но оставалась загерметизированной, и температура в ней (и в стенде) начинала медленно повышаться. При этом непрерывное снятие характеристик продолжалось до того момента, когда температура рабочей жидкости приближалась к нормальной. Обычно такой цикл испытаний укладывался в сутки (с учетом времени на захолажи-вание камеры), после чего он повторялся.
Таким образом, было получено большое количество экспериментальных точек (напор, мощность, давления в полостях насоса) при разных температурах и разных расходах в системе. Затем, в процессе обработки результатов эксперимента, все точки были рассортированы по температуре рабочей жидкости (в пределах ее изменения на несколько градусов) и, соответственно, ее вязкости. Поскольку серий экспериментов было проведено много, появилась возможность построить для каждого узкого диапазона температур характеристики насосного агрегата, потерь в направляющем аппарате и т.п. Такой подход был необходим, т.к. общепринятые для насосов нормальных ns зависимости, позволяющие пересчитать характеристики насоса по числам Рейнольдса на любую вязкость [57], для насосов сверхнизкого ns с открытым рабочим колесом не сохраняются, что и было подтверждено экспериментально (полученные результаты представлены в главе 5). Расчет погрешностей эксперимента для стенда№3 аналогичен стенду №1, поскольку использовалась та же измерительная аппаратура. Дополнительно появляются погрешности от влияния температурных факторов на работу средств измерения и, соответственно, на их точность, однако эти погрешности не могут быть точно учтены, но были минимизированы тем, что вся электронная аппаратура располагалась вне камеры и работала при нормальных условиях окружающей среды.
Отдельным вопросом является работа турбинного преобразователя расхода на жидкостях высокой вязкости и точность измерения расхода, этот вопрос рассматривается в описании стенда №4, где показано, что вязкость перекачиваемой жидкости практически не влияет на тарировочную характеристику ТПР.
Влияние диаметра горла диффузора спирального отвода на характеристики насоса
Важным фактором, влияние которого на параметры насоса сверхнизкой быстроходности необходимо определить, является число лопастей рабочего колеса. Во всей изученной литературе [28], [19] рекомендуется увеличивать число лопастей для открытых рабочих колес низкой быстроходности до 10 и более.
Для выяснения степени влияния числа лопастей рабочего колеса сверхнизкой быстроходности был проведен эксперимент по сравнению параметров колеса с z=12 и доработанного колеса с Z2=24 и Zi=12. Было изготовлено колесо, по внешним размерам не отличающееся от обычного (с 12 лопастями), но имеющее второй ряд лопастей (диаметр входа первого ряда лопастей - 55 мм, второго - 70 мм) с тем же количеством (12) и толщиной (2,5 мм) лопастей, что и первый ряд. Лопатки второго ряда были сделаны укороченными, поскольку в противном случае на входе имело бы место чрезмерное сужение проходного сечения колеса и появилась бы возможность раннего возникновения кавитации. Углы установки всех лопастей равны 90.
Таким образом, испытывались колеса с 12 лопастями и с 12 лопастями на входе и 24-мя на выходе. Из рис. 4.2 видно, что увеличение числа лопастей в 2 раза незначительно влияет на параметры насоса. Для колеса с z2=24 безразмерный напор незначительно увеличился (в оптимальном режиме работы с 1,5 до 1,6, т.е. примерно на 7%), а КПД практически не изменился (изменение величины в пределах погрешности определения КПД). Увеличение напора является следствием уменьшения поправки на конечное число лопастей.
Поскольку столь незначительное повышение напора может быть достигнуто при необходимости увеличением диаметра рабочего колеса на 1..3 мм без падения КПД, следует сделать вывод, что увеличение количества лопастей открытого колеса сверхнизкой быстроходности свыше 12 по технологическим соображениям (сложность изготовления большего числа лопастей) нецелесообразно.
При проектировании насоса была принята первоначально толщина лопасти рабочего колеса, равная 2,5 мм по всей длине лопасти (см. приложение). Рабочие колеса изготавливались из бронзы и дюралюминия (последние — только для опытных образцов насосов) методом фрезерования.
Однако при испытаниях насоса на рабочей жидкости высокой вязкости (см. главу 5) были выявлены случаи деформации лопастей рабочего колеса открытого типа (бронзового) вследствие чрезмерного увеличения нагрузки на лопасти. С целью повышения прочности лопастей были изготовлен и испытан ряд колес с увеличенной до 3,5 мм толщиной лопастей. При этом все остальные геометрические параметры проточной части оставались неизменными. Эксперименты проводились на рабочей жидкости ОЖ-65 на стенде №3 при нормальных условиях. Числа Рей-нольдса находились в пределах 2 105.. 1,7 105, что соответствует зоне ав-томодельности.
Сравнительный анализ результатов испытаний рабочих колес с толщиной лопасти 2,5 мм и мм показывает, что влияние толщины лопастей на параметры насоса в этих пределах незначительно, хотя и отмечено незначительное снижение (практически в пределах погрешности измерения) напора насоса для колеса с утолщенными лопастями. Это вызвано, по-видимому, увеличением потерь дискового трения торцов лопастей о жидкость и гидравлических потерь в колесе. По результатам испытаний рекомендовано применять рабочие колеса с толщиной лопасти 3,5 мм в насосах, предназначенных для работы в составе мобильного варианта комплекса, т.е. при высоких вязкостях рабочей жидкости (см. главу 5).
Выбор величины переднего торцевого зазора между торцом рабочего колеса и корпусом насоса сильно влияет на параметры насоса, поскольку от величины зазора зависят величины перетечек по торцам лопастей, интенсивность вихревых структур как в рабочем колесе, так и в зазоре между колесом и корпусом, а также потери дискового трения торцов лопастей о жидкость.
Вследствие этого был проведен ряд экспериментов по исследованию влияния величины переднего торцевого зазора на параметры насоса. Результаты эксперимента представлены на рис. 4.3 в виде зависимостей безразмерного напора Нбезр и КПД от относительной величины переднего зазора. Величина зазора отнесена к ширине лопастей рабочего колеса на выходе из насоса (5OTH=5i/b2).
Объектом эксперимента являлся одноступенчатый негерметичный опытный образец насоса, позволяющий изменять величину переднего зазора путем изменения положения передней крышки корпуса насоса относительно рабочего колеса. Зазор изменялся от 3,85 мм до 0,3 мм. Меньшие значения было технологически невозможно выставить.
