Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Обзор современного состояния проблемы. Постановка задачи исследования 11
1.1 Уравнения импульсов пограничного слоя в основных постановках граничных условий для лопаточных машин 11
1.1.1 Турбулентное сопротивление плоской пластины 14
1.1.2 Уравнение импульсов в криволинейном канале лопаточных машин 19
1.2 Коэффициент влияния конечного числа лопаток 29
1.3 Постановка задачи исследования 33
Глава 2. Экспериментальное оборудование. Методика проведения исследований 36
2.1 Стенды для проведения экспериментальных исследований 36
2.1.1 Стенд для измерения крутящего момента на неподвижной стенке корпуса и проведения балансовых испытаний 36
2.1.2 Стенд для визуализации пространственных течений 44
2.2 Методики проведения экспериментальных исследований 47
2.2.1 Методика проведения балансовых испытаний центробежных насосов 47
2.2.2 Методика проведения визуализационного эксперимента 57
2.3 Выводы по главе 58
Глава 3. Расчет параметров пространственного пограничного слоя проточной части центробежного насосного агрегата 59
3.1 Уравнение пространственного пограничного слоя. Характерные толщины. Уравнение импульсов ППС 59
3.2 Исследование уравнений импульсов ППС общего вида. Уравнение характеристик.Дифференциальное соотношение на характеристике 78
3.3 Совмещенный разностно-характеристический метод интегрирования уравнений импульсов пространственного пограничного слоя для произвольной постановки задачи 86
3.4 Интегральное соотношение уравнения энергии пространственного пограничного слоя для случая несжимаемой жидкости 91
3.5 Интегрирование уравнений импульсов при развороте потока 100
3.5.1 Течение с развивающимися пограничными слоями 100
3.5.2 Случай сомкнутых пограничных слоев. 103
3.6 Выводы по главе 106
Глава 4. Исследование сложного движения потока в пространственных каналах 108
4.1 Расчет параметров потока при течении в криволинейном канале 108
4.1.1 Расчет параметров ядра потока при развороте 108
4.1.2 Совместное решение уравнений для ядра потока и ППС 117
4.1.3 Результаты теоретических и экспериментальных исследований течения при развороте потока 121
4.2 Движение потока в канале центробежного колеса с конечным числом лопаток 127
4.3 Результаты теоретических и экспериментальных исследований течения в проточной части центробежного колеса 137
4.3.1 Результаты балансовых испытаний 137
4.3.2 Зависимость энергетических характеристик рабочего колеса малорасходного насоса от геометрических и режимных параметров 145
4.3.3 Энергетические характеристики малорасходных насосов энергосиловых установок летательных аппаратов 149
4.4 Выводы по главе 154
Общие выводы 156
Список литературы 15 7
- Коэффициент влияния конечного числа лопаток
- Методики проведения экспериментальных исследований
- Исследование уравнений импульсов ППС общего вида. Уравнение характеристик.Дифференциальное соотношение на характеристике
- Движение потока в канале центробежного колеса с конечным числом лопаток
Введение к работе
К летательным аппаратам (ЛА) традиционно предъявляются высокие требования по энергетическим и эксплуатационным характеристикам, эффективности и надёжности, что связано с обеспечением эксплуатационной безопасности и важностью решаемых военных, научно-прикладных и хозяйственных задач [43; 44; 99]. Обеспечение и повышение эксплуатационных характеристик ЛА в целом, предопределяет необходимость дальнейшего совершенствования теории процессов, протекающих в проточной части лопаточных нагнетателей, что повышает качество проектирования, ускоряет отработку и сдачу в эксплуатацию более современных систем ракетно-космической и авиационной техники [28; 30; 103].
Дальнейшее развитие авиационно-космических программ обуславливает широкий спектр применения центробежных лопаточных нагнетателей в системах подачи и циркуляции рабочего тела: двигатели коррекции и стыковки, тормозные двигательные установки, бортовые источники мощности, системы терморегулирования и жизнеобеспечения космических ЛА и т.п. [38; 59].
В соответствии с результатами анализа особенностей зарубежной технологии проектирования и создания изделий авиационно-космической техники прослеживается сертификационная направленность всех видов работ, начиная с этапа эскизного проектирования, что предъявляет особо высокие требования к качеству расчётных методик, алгоритмов и программному обеспечению, использующихся при расчётных проработках проекта. Без опережающего уровня отечественных разработок в области моделирования гидродинамических процессов в системах ЛА в ближайшее десятилетие станет невозможным конкурировать с зарубежными разработчиками авиационных и ракетно-космических систем.
Особенно остро стоит проблема теоретической разработки вопроса о течении жидкости в каналах проточной части центробежных лопаточных нагнетателей. Эта проблема представляет значительные трудности, так как большая часть этих каналов имеет переменные по площади и неправильные по форме сечения, а также искривленную среднюю линию. Особенно трудна в плане теоретической проработки часть каналов, приходящаяся на рабочее колесо. Эти каналы находятся во вращательном движении, причем протекающий в них поток, взаимодействуя с лопаткой, повышает свою удельную энергию.
Сегодня в большинстве методик расчета проточных частей центробежных нагнетателей используются эмпирические и полуэмпирические зависимости, полученные в результате обобщения и анализа экспериментальных данных. Это существенно сужает область их доверительного применения, поскольку эмпирические зависимости выводятся при решении конкретных задач и справедливы в узких диапазонах режимных параметров. Перенос этих зависимостей на общие случаи решения с применением методов подобия приводит к разработке проточных частей, требующих в дальнейшем значительных затрат на дальнейшую их экспериментальную доработку и доводку.
Быстро развивающаяся в последние десятилетия компьютерная отрасль позволила применить в исследованиях течения в центробежных насосных агрегатах различные численные методы, в частности, методы вычислительной аэрогидродинамики (ВАГД). На исследования в области ВАГД фирма Боинг ежегодно расходует около 1,5 млн. долл. Фирма Гаррет использует вычислительные методы для проектирования лопаточных машин более 30 лет. Опыт фирмы показывает возможность проектирования усовершенствованных форм лопаток путём расчёта трёхмерного течения. По контракту NASA фирма Пратт-Уитни исследует численными методами эффекты охлаждения воздушного потока на лопатках турбины и вторичного течения в донных областях межлопаточных каналов. Ставится задача объяснения и проверки эффектов с целью их последующего численного моделирования с помощью уравнений Навье-Стокса. Фирма Дженерал Электрик использует трёхмерные методы для определений направлений линий тока на поверхностях лопаток турбин и компрессоров. Фирмы-изготовители двигателей признают, что использование методов ВАГД не снижает общего объёма испытаний двигателя, но позволяет исключить много проблем до начала испытаний агрегатов. Первые образцы лопаточных машин получаются более близкими к окончательному варианту конструкции. При этом надо также учесть, что относительная стоимость численного моделирования постоянно снижается с развитием вычислительной техники и увеличением эффективности вычислений за счет улучшения расчетных алгоритмов, а стоимость экспериментальных исследований, наоборот, постоянно растет, поскольку требуется все более совершенное оборудование и квалифицированный обслуживающий персонал. Однако, тем не менее, по заявлению директора отделения инженерно-технических разработок фирмы Пратт-Уитни разработчики двигателей ограничены не памятью и быстродействием ЭВМ, а недостаточным пониманием физики процессов [59].
Знание физической картины течения во всех элементах проточных частей центробежных насосных агрегатов позволит создать более совершенные методики их расчета и проектирования.
Таким образом, уже сегодня необходимо ориентироваться на опережающий уровень отечественных разработок в области моделирования гидродинамических процессов в системах ЛА, что даст возможность конкурировать с зарубежными разработчиками авиационных и ракетно-космических систем.
Эксплуатационные требования к насосным агрегатам гидравлических систем ЛА можно сформулировать в следующем виде: высокое совершенство гидравлических и энергетических параметров и их стабильность; максимально достижимые энергетические характеристики; высокая надёжность в пределах установленного срока непрерывной работы с возможностью резервирования блоками; полная герметичность насоса и всей системы в целом, особенно при работе с высоким ресурсом; высокое совершенство гидравлических и энергетических параметров и их стабильность; минимальные габариты, иногда либо осевые, либо радиальные; минимально возможная масса; - технологичность и минимальная себестоимость, которые оцениваются в совокупности для всей системы.
К особенностям требований, предъявляемых к агрегатам космических систем, рассчитанных на высокий ресурс, исчисляемый годами, важным показателем будет экономичность и надёжность. Энергетическое совершенство насосного агрегата в значительной мере отражается на массово-энергетических и габаритных характеристиках всего ЛА.
Выполнение этих требований напрямую связано с созданием достоверной расчетной методики проточной части центробежного лопаточного нагнетателя на основе совместного решения уравнений движения жидкости безвязкостного ядра потока и уравнений импульсов пространственного пограничного слоя, на основе которой, применяя современные компьютерные технологии, можно будет проводить оптимальное проектирование высокоэффективных проточных частей лопаточных нагнетателей, проводить анализ и сравнивать различные варианты конструкции в широком диапазоне изменения геометрических и режимных параметров, что позволит существенно снизить материальные и временные затраты на проектирование, испытания и доводку и повысить надежность современных образцов двигателей и энергосиловых установок летательных аппаратов.
Коэффициент влияния конечного числа лопаток
В теории насосов одним из сложных вопросов является определение угла отклонения потока от направления лопаток на выходе центробежного колеса 5=(32л- р2 и связанного с ним коэффициента влияния конечного числа лопаток Кг Ну/Нгсо, который определяет теоретический напор Нт при конечном числе лопаток. При конечном числе лопаток относительные скорости в различных точках выходного сечения колеса непостоянны ни по величине, ни по направлению. Средняя по шагу относительная скорость отстает от направления выходных кромок лопаток в сторону, обратную вращению колеса. Это отставание тем больше, чем меньше число лопаток колеса z. Указанное отставание уменьшает величину окружной составляющей скорости, а, следовательно, и теоретический напор. Вопросу определения величины отставания струи от направления лопаток при выходе из колеса и коэффициента влияния конечного числа лопаток посвящено много как теоретических, так и экспериментальных работ. А. Стодола [104] рассматривает относительное вращение жидкости в лопаточном канале рабочего колеса как вращательное движение с линейной скоростью на периферии колеса и около стенок равной Скорость Wuz отклоняет относительную скорость на выходе из колеса в сторону, обратную направлению вращения колеса, и уменьшает величину скорости Из принятых соотношений Стодола получает формулу для определения коэффициента kz, которая имеет вид: где уда - коэффициент теоретического напора, выражаемый Принимая, что для нулевой производительности \[/ю=2 и не зависит от угла (52, Стодола получает Таким образом, формула Стодола учитывает лишь осевой вихрь, вызванный вращением колеса с конечным числом лопаток, и не учитывает других факторов. Эта формула весьма приближенная и дает удовлетворительные результаты только при небольших углах выхода и при достаточной густоте решетки.
При больших углах выхода, даже при относительно большом числе лопаток, она дает заниженные значения. В дальнейшем ряд авторов стремится учесть влияние на коэффициент kz отношения радиусов лопаток на входе и на выходе — . Б. Экк [101], в отличие от А. Стодола, рассматривал не только относительный вихрь, но и влияние центробежных сил, вызванных кривизной лопаток. Принимая распределение давлений вдоль контура лопатки постоянным и ограничиваясь рассмотрением случая, когда Cm(r)=const, Экк получает: В 1931 году академик Г.Ф. Проскура [65] разработал вихревую теорию центробежных насосов, согласно которой поток во вращающейся круговой решетке лопастей может с достаточной степенью точности рассматриваться как состоящий из двух потоков: одного, получаемого конформным преобразованием относительного потока в плоской неподвижной решетке в относительный поток в неподвижной круговой решетке; второго - обусловленного осевым вихрем (вихрем относительной скорости), т.е. в канале между лопастями рабочего колеса в относительном движении жидкости (скорости w) получим вращение жидкости в сторону, обратную вращению колеса. Вихревое относительное движение жидкости в канале между лопастями колеса обладает скоростями, совпадающими по направлению с основным потоком со всасывающей стороны лопасти, и скоростями, обратными по направлению основному потоку - с напорной стороны лопасти.
Осевой вихрь переносного движения, накладываясь на основной поток, приводит к повышению относительных скоростей на всасывающей стороне и к понижению их на напорной, содействуя распределению скоростей в канале колеса, необходимых для работы лопасти. В соответствии с положениями этой теории Г.Ф. Проскура рекомендует формулу для расчета коэффициента влияния конечного числа лопаток: где z - число лопаток; rj, r-x — соответственно радиусы лопаток на входе и на выходе; - опытный коэффициент, зависящий от выходного угла р2л Наиболее широкое распространение в насосостроении получила формула К. Пфлейдерера [67] Как видно, коэффициент kz в уравнениях как Проскуры, так и Пфлейдерера есть функция числа лопаток, выходного угла и отношения радиусов лопаток. Для количественной оценки коэффициента kz формулы (1.38) и (1.39) недостаточно точны, так как выражают его через другой коэффициент у, определяемый весьма приближенно. Разложение потока на составляющие в теории Проскуры следует рассматривать как приближенное. Эта формула дает заниженные значения kz, а в случае коротких лопаток теряет смысл. Следует также отметить, что при выводе своего соотношения Пфлейдерер основывается на гипотезе, исходящей из допущения о постоянстве нагрузки (разности давлений) по длине лопатки, что не соответствует действительности, так как в реальных условиях разность давлений по обе стороны лопатки неодинакова.
Проведённый анализ существующих литературных источников и научно-технических отчётов показывает, что в последние десятилетия существует устойчивый научно-практический интерес к моделированию и разработке расчётных методик газожидкостных малорасходных систем в широком диапазоне практического приложения. Особенно актуальна проблема достоверности расчётных методик при проектировании гидравлических систем летательных аппаратов [39; 40; 43] из-за высокой стоимости единицы массы полезной нагрузки и беспрецедентных требований к надёжности при длительном автономном существовании объекта. Современное состояние исследования центробежных нагнетателей характеризуется отсутствием сведений о действительной структуре потока в межлопаточных каналах РК. Объясняется это сложностью проведения измерений в каналах реальных РК МН, имеющих малые абсолютные размеры: Ь2 =5,2 10"3 м; D2 =46 10" м. Традиционный для экспериментальной гидродинамики способ измерения параметров потока с помощью измерительных зондов [63] не нашел применения в области исследования МН, вследствие большого возмущающего действия зонда на поток. Современные бесконтактные способа замера поля скоростей во вращающихся каналах, в частности, лазерные анемометры [94], требуют применения уникального оборудования, недоступного в настоящее время широкому кругу исследователей.
Методики проведения экспериментальных исследований
Балансовые испытания малорасходных насосов [20; 21; 31; 41; 50] в настоящее время являются единственным источником информации, позволяющим достаточно точно определять составляющие потерь, уточнять известные инженерные методики и принимать оптимальные конструктивные решения. Существующие методики балансовых испытаний, например, [54; 65; 69; 86; 87] не учитывают особенности насосов с открытыми и полуоткрытыми рабочими колёсами в соответствии с рисунком 2.6. Кроме того, они не позволяют построить баланс энергий насоса в области расходов, отличных от оптимального [54; 86] недостаточно точно моделируют течение в боковых пазухах насоса [56; 69], что приводит к погрешности в балансе потерь даже для насоса с закрытым рабочим колесом. На рисунке 2.7 представлена принципиальная схема предлагаемого баланса мощностей, в которой выделены механические потери статорных частей jsj x (потери в местах контакта со статорными частями - опоры, уплотнения); механические потери колеса NM (потеРи на трение наружных поверхностей колеса о жидкость); гидравлические потери в проточной части насоса - Nr.; потери с утечками рабочей жидкости - Nyr; потери на гидравлическое торможение - Nr.T. на режимах по расходу меньше оптимального. Механическая потеря колеса включает в себя потери на трение о жидкость гладких дисков рабочего колеса - Nrj,.; лопаточного торца для открытых и полуоткрытых рабочих колёс - гЧл.т; потери на трение периферии рабочего колеса -Nn.,c. в соответствии с рисунком 2.7. Гидравлические потери мощности в насосе соответствуют основным элементам проточной части центробежного насоса. Гидравлические потери в рабочем колесе NrjtJ в сборнике отводящего устройства — Nr.c6,; в коническом диффузоре - NrKfl, в соответствии с рисунком 2.8. Гидравлические потери в подводящем устройстве, вследствие конструктивных и режимных особенностей малорасходных насосов, сравнительно малы и в предлагаемой методике не обособлены.
Для построения рассмотренного баланса мощностей центробежного насоса во всем диапазоне изменения расхода V определяются его полные энергетические характеристики и представляются в виде табличных или полиноминальных функций затраченной N3aip.=f(VH) и полезной Nnon f(VH) мощностей и напора насоса HH=f(VH) в зависимости от расхода через насос. Полиноминальная форма представления характеристик значительно облегчает дальнейшую расчётную обработку результатов балансовых испытаний. Зависимость механических потерь статорных частей мех =f(VH) от расхода устанавливается при снятом рабочем колесе, причём значения угловой скорости вращения ротора со, давления в узлах уплотнения, расхода и температуры жидкости, протекающей через вспомогательный гидравлический тракт в соответствии с рисунком 2.8, поддерживаются равными значениями этих параметров при энергетических испытаниях. Точность моделирования режимов работы вспомогательного гидравлического тракта оказывает значительное влияние на достоверность балансовых испытаний, особенно для малорасходных насосов, что обусловлено сравнимыми габаритами узлов уплотнения и рабочего колеса и, как следствие, большим удельным вкладом механических потерь статорных частей IvC в баланс энергии, чем у полноразмерных насосов. Потери с утечками рабочей жидкости зависят от типа рабочего колеса.
Для малорасходных насосов с открытыми и полуоткрытыми рабочими колёсами мощность потерь с утечками находится по статическому напору нГ на ДиаметРе ведущего диска Од в соответствии с рисунком 2.6 и по измеренным объёмным утечкам где р - плотность рабочей жидкости. Для полуоткрытого рабочего колеса давление р" на диаметре ведущего диска равно р" статическому давлению на периферии рабочего колеса, поскольку величина диаметра диска DR равна D2 - диаметру рабочего колеса. Для насосов с закрытыми рабочими колёсами утечки по ведущему диску Уут2 измеряются непосредственно при энергетических испытаниях. Определение утечек У , по покрывному (переднему) диску требует специального геометрического и режимного моделирования торцовой и осевой щели переднего уплотнения на базе ведущего диска с последующим нахождением зависимости Vy,. = /(АРуд і), где ДРуп] = Р" -P j; Рвч — статическое давление на входе в рабочее колесо. Измерив эти давления при энергетических испытаниях, определяют V ,. Потери мощности с утечками рабочей жидкости для малорасходного насоса с закрытым рабочим колесом имеют вид Механические потери колеса в большей степени зависят от типа рабочего колеса и определение их при балансовых испытаниях самое трудное.
Исследование уравнений импульсов ППС общего вида. Уравнение характеристик.Дифференциальное соотношение на характеристике
Для эффективного выбора метода решения и построения расчетного алгоритма необходимо привести систему уравнений импульсов ППС к виду, определенному по переменным и позволяющему вести как численное интегрирование в общем случае, так и аналитическое в частных случаях. Общий вид уравнений импульсов ППС как уже указывалось выше, не позволяет вести интегрирование: число неизвестных f, функций превышает число уравнений. Воспользуемся известным приемом [77] и сократим число неизвестных, для этого введем относительные существенно положительные величины (характерные толщины ППС), которые в безотрывной зоне считаются постоянными, с точностью для практических расчетов Необходимо отметить, что интегрирование уравнений импульсов ППС (3.39) в общем случае ведется в естественной системе координат ф и Ф, причем координатная линия Ф совпадает с проекцией предельной линии тока в без вязкостном ядре потока на стенку, координатная линия у - ортогональна Ф. Дифференциал дуги координатной линии равен дифференциалу по аргументу dSj = Hjdqj , следовательно, в естественных координатах, привязанных к известным линиям тока, коэффициенты Ламе Нр= Н w= Ну = 1. Раскроем некоторые дифференциалы и избавимся от членов с ЭН,, кроме того, компоненты напряжения трения связаны соотношением т0ч, = єт0ф, закон трения примем как и для плоского ПС
Продолжим преобразования, сгруппируем члены по производным и приведем систему (3.43) к виду традиционной записи системы квазилинейных дифференциальных уравнений в частных производных первого порядка [32; 80] соответственно, уравнения импульсов ППС записываются окончательно следовательно, система (3.44) относится к эллиптическому, параболическому или гиперболическому типам, если величина L/(MI) соответственно меньше, равна или больше единицы. Согласно данным [77] для различных профилей продольной и поперечной скоростей уравнения импульсов ППС можно считать уравнениями параболического типа, полагая в них L/(MI)=1, во всех случаях эта величина отличается не более чем на 0,1, в то время как величины L разнятся более чем в два раза. В случае параболичности системы (3.44) существует только одно семейство характеристик Вдоль каждой характеристики дифференциальные уравнения системы (3.44) заменяются дифференциальным соотношением в полных дифференциалах Определим последовательно коэффициенты в уравнении (3.48), учитывая обозначения в (3.45)
Движение потока в канале центробежного колеса с конечным числом лопаток
Анализируя результаты экспериментальной визуализации течения в рабочем колесе в соответствии с рисунком 4.13 можно сделать вывод о разности окружной составляющей скорости жидкости и окружной скорости ведущего диска у безнапорной стороны лопатки, и их равенство на напорной стороне.
Учитывая тот факт, что силовое взаимодействие в жидкости распространяется только в виде продольной упругой волны, можно сделать вывод, что мгновенное направление скорости жидкости должно совпадать с прямолинейным направлением распространения волны (силового взаимодействия). Если пренебречь диссипацией энергии движения и считать, что затухания волны в масштабе рассматриваемых геометрических форм не происходит, можно считать, что величина мгновенной скорости вдоль линии упругого силового взаимодействия есть величина постоянная. Начальная (генерирующая) точка линии упругого силового взаимодействия находится на поверхности лопатки и задает значение скорости вдоль линии, следовательно можно задать семейство характеристических линий для переносного движения, вдоль которых величина переносной скорости определена и постоянна.
На основании изложенного можно записать выражение для напора в каждой точке на выходе рабочего колеса для различных типов лопаток.
Расчетная схема для колеса с радиальными лопатками представлена на рисунке 4.14. Выражение (4.17) справедливо также для рабочего колеса с цилиндрическими лопатками, расчетная схема которого приведена на рисунке 4.16.
Следует отметить, что результаты сравнения численной и экспериментальной визуализации показывают сходную картину течения, что косвенно подтверждает справедливость допущений и корректность заключений при построении метода определения поля переносной скорости в межлопаточном канале рабочего колеса.
На основе результатов теоретических исследований был разработан алгоритм и программа расчета, позволяющая по известным геометрическим параметрам колеса, угловой скорости и расходу проводить расчет действительного напора в рабочем колесе.
Выборочные результаты расчета для радиальной лопатки представлены на рисунках 4.17—4.19.
На рисунке 4.17 представлено изменение теоретического напора при конечном числе лопаток в зависимости от углового расстояния между лопатками в виде эпюры в соответствии с рисунком 4.17,а и в виде графической зависимости в соответствии с рисунком 4.17Д
На рисунке 4.18 показаны гидравлические потери напора по длине канала. На рисунке 4.19 приведены зависимости коэффициента влияния конечного числа лопаток кг, гидравлического КПД Гг и оптимизационного параметра kz Гг от числа лопаток рабочего колеса.
С целью уточнения энергобаланса была проведена серия испытаний малорасходных насосов с закрытым типом колёс в соответствии с рисунком 4.20, с различной геометрией лопаток в соответствии с рисунком 4.21 и различным типом сборника (кольцевым и спиральным).
Параметры РК серии испытаний приведены в таблице 4Л. Результаты балансовых испытаний приведены на рисунках 4,22,4.23, 4.24.
Торцевой зазор между РК и корпусом МН варьировался для МН с закрытым РК в диапазоне а і =0,5... 5 мм при значениях hyn=0,2 мм и Lyn=2,5 мм.
При испытаниях определялись энергетические характеристики насосов и составляющие баланса потерь энергии. Каждая из характеристик снимались при частоте оборотов п= 10000 и 6000 об/мин. На каждом режиме измерялся расход, давление на входе, давление на выходе, крутящий момент, температура жидкости.
Для построения характеристик производился замер параметров в среднем в 11...12 точках с приблизительно одинаковым шагом в диапазоне изменения расхода VH =(0...450)-10 6 м3/с.
Балансовые испытания для МН с разными типами РК позволили построить баланс энергии в насосе с выделением составляющих отдельных видов потерь энергии. Наряду с проводимыми испытаниями снимались энергетические характеристики МН и МВН при изменении в широком диапазоне их конструктивных и режимных параметров, представляющих практический и научный интерес. Например, только торцовый зазор между лопатками и корпусом насоса изменяли в различных комбинациях РК от 0,25 до 3,0 мм. Для чистоты эксперимента испытания МН с различными РК проводились с простейшей системой уплотнений, без использования импеллеров, систем перепусков и т.п. За номинальную величину расхода принималось значение, соответствующее наибольшему полному КПД насоса.
Особое внимание при балансовых испытаниях МН с закрытыми РК было уделено оценке влияния абсолютных размеров как самого РК, его проточной части, так и торцевых зазоров на распределение составляющих потерь энергии и полный КПД насоса.
На рисунке 4.22 приведены энергетические характеристики и результаты балансовых испытаний МН с закрытым РК при п= 10000 об/мин. Обращает внимание низкий уровень величины расходного КПД цр, что обусловлено значительной величиной относительного зазора в щелевых уплотнениях и связано с конструктивной особенностью МН - их малоразмерностью. Величины утечек особенно значительны на расходах меньше номинального. Например, расходный КПД МН с радиальным щелевым уплотнением на номинальном режиме составил тр=0,805, а при V = 0,5VHOMp=0,59. Даже для работы в области больших расходов, где удельный вклад утечек уменьшается, для исследованных насосов значения расходного КПД, в среднем на 10% и более, меньше соответствующего его значения у полноразмерных насосов.
