автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Создание центробежного насоса для систем термостабилизации, работающих в экстремальных условиях

На правах рукописи

ПЕТРОВ Алексей Игоревич

УДК 621.671

СОЗДАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА ДЛЯ СИСТЕМ ТЕРМОСТАБИЛИЗАЦИИ, РАБОТАЮЩИХ В ЭКСТРЕМАЛЬНЫХ УСЛОВИЯХ.

Специальность 05.04.13 - Гидравлические машины и

гидропневмоагрегаты

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва - 2005 г.

Работа выполнена в Московском государственном техническом университете им. Н.Э. Баумана.

Научные руководители - кандидат технических наук, доцент

[Матвеев Игорь Васильевич]

МГТУ им. Н.Э. Баумана, доцент

кафедры гидромашины

«Гидромеханика, и

гидропневмоавтоматика»

доктор технических наук, профессор Караханьян Владимир Карпович,

МГТУ им. Н.Э. Баумана, профессор

кафедры гидромашины

«Гидромеханика, и

гидропневмоавтоматика»

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Петров Владимир Иванович

Ведущая организация: ЗАО НПО «Гидромаш»

Защита состоится «_£» ишъ<&005 г. в Щ часов ¿Ошнут на

заседании диссертационного совета Д212.141.16 при Московском государственном техническом университете им. Н.Э. Баумана по адресу: 107005, Москва, Лефортовская набережная., д.1, корпус факультета «Энергомашиностроение».

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Московского государственного технического университета им. Н.Э. Баумана

Автореферат разослан р-лцллй 2005 г.

Желающие присутствовать на защите должны заблаговременно известить Совет письмами организаций на имя председателя Совета.

Ученый секретарь

диссертационного совета Д212.141.16

кандидат технических наук Анкудинов Анатолий Александрович

кандидат технических наук

Общая характеристика работы

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 111111 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

конструктивные схемы и чертежи исследуемых насосов, а также графики зависимостей вязкостей используемых рабочих жидкостей от температуры. Список использованных источников содержит 64 наименования.

Краткое содержание работы»

Во введении обосновывается актуальность темы и формулируется цель диссертационной работы. Для малорасходных и высоконапорных насосов систем термостабилизации наиболее важными проблемами являются повышение КПД насоса при условии долговременной работы на загрязненных жидкостях, а также обеспечение запуска и устойчивой работы насоса на высоковязких жидкостях (при низких температурах окружающей среды). Конструкция насоса должна обеспечивать выполнение этих требований.

В первой главе проводится сравнительный анализ различных конструкций насосов (центробежные, вихревые, черпаковый, дисковый и др.) и обосновывается необходимость применения центробежного насоса сверхнизкой (Пз<20) быстроходности. Формулируются основные проблемы, возникающие при проектировании данного типа насосов -необходимость повышения КПД, обеспечения требуемого ресурса работы, работа насоса на высоковязких и загрязненных жидкостях. Проводится обзор теоретических и экспериментальных работ,

посвященных вопросам исследования рабочих органов насосов низкой и сверхнизкой быстроходности.

Отмечено, что в известных теоретических и экспериментальных работах вопросы создания и исследования центробежных насосов сверхнизкого (менее 20) п5 практически не рассматриваются, а данных о работе таких насосов на рабочих жидкостях высокой вязкости ни в одной работе не содержится. Отсутствуют рекомендации, позволяющие на стадии проектирования с должной точностью оценить КПД насоса. Единая методика расчета проточной части (особенно для насосов с открытыми рабочими колесами) также отсутствует. Существующие эмпирические методики расчета центробежных насосов с открытыми рабочими колесами разработаны для насосов с быстроходностью более 40.

Во второй главе проводится анализ возможных конструктивных схем рабочего колеса насоса сверхнизкой быстроходности (открытое, закрытое, полуоткрытое) и производится сравнение мощности потерь на дисковое трение для насосов с открытым и закрытым рабочими колесами, а также эффективности их работы на рабочей жидкости малой вязкости и эксплуатационных характеристик различных типов рабочих колес.

Расчет и эксперимент показали, что мощность потерь дискового трения открытого рабочего колеса, оцененная по методике, предложенной М.В. Краевым, при малых вязкостях рабочей жидкости может несколько превышать мощность потерь дискового трения для закрытого колеса, а при увеличении вязкости потери на закрытом колесе существенно выше (в 2 и более раза).

Сравнительные испытания открытого, закрытого и полуоткрытого рабочих колес на жидкости малой вязкости выявили, что закрытое колесо имеет несколько большие КПД (на 4..5%) и коэффициент напора, чем открытое и полуоткрытое (рис. 1).

Сравнение закрытых и открытых рабочих колес с точки зрения эксплуатационных характеристик показали, что возможность применения закрытого рабочего колеса сверхнизкой быстроходности при работе на загрязненной жидкости ограничена вследствие быстрого износа щелевых или иных уплотнений. При отсутствии уплотнений на закрытом рабочем колесе появляется большая осевая сила.

Таким образом, на основе проведенного по вышеперечисленным критериям анализа установлено, что при работе на загрязненной жидкости наиболее применимо открытое рабочее колесо.

Рис. 1. Экспериментальная зависимость безразмерного напора и КПД* от подачи насоса для трех типов колес.

Важным фактором, определяющим эффективность работы насоса, является нахождение оптимальной формы проточной части насоса с открытым рабочим колесом, определение влияния таких параметров, как углы установки и количество лопастей рабочего колеса, торцевые зазоры, размеры дисков колеса, наличие или отсутствие разгрузочных отверстий, форма и размеры проходных сечений отводящих устройств, и ряд других. Экспериментальное определение степени влияния этих факторов позволит выработать рекомендации по созданию насосов такого типа.

В третьей главе приводится описание экспериментальных установок, конструктивных элементов проточной части, методики проведения исследований и оценка погрешностей измерений.

Для проведения исследований были использованы пять экспериментальных установок, позволяющих проводить испытания экспериментальных насосов на рабочих жидкостях ОЖ-40 и ОЖ-65 (антифризы на основе этиленгликоля) и на воде, причем стенд для проведения испытаний на рабочей жидкости ОЖ-65 был смонтирован в климатической камере, позволяющей менять температуру окружающей среды и рабочей жидкости в диапазоне от +40 до -60°С с достаточно высокой точностью (с целью имитации процессов запуска и работы насоса при низких температурах) (рис. 2).

Кроме того, для удобства проведения экспериментов по исследованию работы насоса на рабочих жидкостях высокой вязкости был создан четвертый стенд, использующий в качестве рабочей жидкости масло И50, что позволило проводить эксперименты при нормальной температуре

(постоянная температура и, соответственно, вязкость рабочей жидкости поддерживалась с помощью масловодяного теплообменника).

Рис. 2. Схема стенда №3 для испытаний насосов в термобарокамере при низких температурах окружающей среды и рабочей жидкости.

В процессе испытаний исследовались экспериментальные образцы насосов, конструкция которых позволяла проводить изменения геометрии рабочего колеса и отводящих устройств в ходе проведения испытаний. Для определения характера и величины потерь в направляющем аппарате насоса и испытания различных направляющих аппаратов была создана отдельная установка.

Также имелся ряд вспомогательных установок, служащих для тарировок различных средств измерений.

В данной главе выполнен расчет погрешности определения и расчета основных параметров насоса.

Экспериментальные установки и используемые измерительные приборы позволяли определять общий КПД насосов с относительной предельной погрешностью, не превышавшей 2%.

Четвертая глава посвящена анализу экспериментальных зависимостей, полученных в ходе проведения экспериментов по работе насосов при нормальной температуре.

В процессе исследований оценивались: влияние на эффективность работы насоса «степени открытости» рабочего колеса, влияние угла установки лопастей на выходе из рабочего колеса на параметры насоса, влияние количества лопастей рабочего колеса и числа каналов направляющего аппарата, наличие или отсутствие разгрузочных

отверстий в диске колеса, степень и пределы влияния величины переднего и заднего торцевых зазоров между рабочим колесом открытого типа и корпусом насоса на параметры насоса.

Основными параметрами, по которым велась оценка эффективности работы насоса, были

- напор колеса, представленный в безразмерной форме: тт _ Нн

безр ~ п2£)2 , где Нн - напор насоса в м, п - частота вращения

вала, об/мин и D2 - диаметр выхода из рабочего колеса, м. - КПД, представленный как КПД*, который может быть определен следующим образом:

V , где Q и Н - подача и напор насоса, Ыщла -

мощность на валу насоса, мощность потерь в магнитном приводе

насоса (на магнитной муфте и в подшипниках), а для негерметичного насоса - сумма потерь в подшипниках и уплотнениях.

Исследования влияния диаметра заднего диска рабочего колеса (в ходе испытаний с изменением диаметра диска торцевые зазоры между рабочим колесом и корпусом поддерживались неизменными) показали, что с уменьшением отношения Цциска/Ог КПД* падает на 4% (рис.3).

Рис.3. Зависимость КПД* для полуоткрытого рабочего колеса от отношения Бдисца/Ог

Была проведена также серия экспериментов с целью изучения влияния на параметры насоса угла Полученные данные позволили обобщить на насосы сверхнизкой быстроходности с открытыми рабочими колесами известную ранее зависимость об уменьшении влияния угла Рг с уменьшением (напор и КПД насоса при переходе от

изменялись в пределах 1..1,5%, что укладывается в погрешность эксперимента).

Рис. 4 Экспериментальная зависимость Нб«р и КПД* от относительной величины переднего торцевого зазора.

Определена зона малой чувствительности КПД для насоса сверхнизкого п5 с открытыми рабочими колесами к величине переднего и заднего торцевых зазоров между рабочим колесом открытого типа и корпусом насоса, которая для переднего зазора расположена в области 6,/Ь2=0,3..0,8 (рис.4).

Исследование влияния числа лопастей рабочего колеса на параметры насоса показало, что это влияние незначительно (при изменении z от 10 до 24)(рис. 5).

Рис. 5. Экспериментальная зависимость от числа лопастей

рабочего колеса.

Поскольку применение полуоткрытого рабочего колеса приводит к появлению дополнительной осевой силы на роторе насоса, были проведены эксперименты по определению эпюры давления на задней поверхности диска колеса и сделана попытка добиться изменения этой эпюры и снижения осевой силы посредством разгрузочных отверстий в диске. Был установлен факт, что в полуоткрытом колесе (степень открытости = 0,5) наличие разгрузочных отверстий в диске увеличивает напор насоса.

При проведении опытов по подрезке колеса подтверждена зависимость для насосов данного типа напора и расхода от диаметра рабочего колеса, известная из теории подобия лопастных гидромашин.

При исследовании влияния на параметры насоса размеров отводящего устройства исследовались спиральные отводы прямоугольного сечения с коническим диффузором и направляющие аппараты. Установлено, что для насосов сверхнизкой быстроходности широко применяемая методика, основанная на гипотезе постоянства момента скорости потока в сечении спирального отвода (п^сопб!) не вполне применима, т.к. дает заниженные значения размеров расчетного сечения отвода.

18,00 16,00 14,00 12,00

ае

^ 10,00 £

8,00

6,00-------

4,00------

2,00-------

0,00 ------

3 3,5 4 4,5 5 5,5 6

Диаметр горла отвода, мм

Рис. 6. Зависимость КПД* при оптимальных режимах работы насоса, и КПД*по рабочей зоне характеристики, от диаметра горла отвода.

На рис. 6 приведены экспериментальные зависимости КПД и безразмерного напора насоса от диаметра горла диффузора спирального

отвода (расчет по общепринятой методике с поправкой А.Н. Машина дает значение диаметра 3,7 мм).

Также экспериментально исследовалось влияние числа и размеров каналов направляющего аппарата, по результатам чего сделаны выводы, что необходимо при проектировании насосов данного типа:

- увеличивать площадь проходного сечения направляющего аппарата на 30..50% по сравнению с рассчитанной по методам, основанным на гипотезе о постоянстве момента скорости по сечению отвода

- принимать число каналов направляющего аппарата равным 2 или 3, поскольку увеличение числа каналов приводит к уменьшению размеров сечения, что увеличивает степень влияния толщины пограничного слоя на стенках отвода на распределение скоростей в потоке.

По результатам описанных в данной главе экспериментальных исследований выработаны следующие рекомендации по расчету проточной части центробежного насоса сверхнизкой быстроходности:

1. Значение относительной ширины рабочего колеса на выходе Ьг^г целесообразно выбирать в пределах 0,025..0,03

2. Значение относительной ширины переднего торцевого зазора можно назначить в пределах 0,2..0,4, если технологически невозможно принять меньшие значения

3. Значение относительной ширины заднего торцевого зазора следует выбирать в пределах 0,5..0,7 и менее

4. «Степень открытости» рабочего колеса Од/Ог следует выбирать возможно большей (т.к. полуоткрытое колесо имеет более высокий КПД), однако этому препятствует возрастание осевой силы на колесе.

5. Величина диаметра горла спирального отвода для достижения оптимально КПД должна быть увеличена по сравнению с рассчитанной для данного насоса по методике, предложенной А.Н. Машиным на 20..30%

6. Число каналов направляющего аппарата следует принимать равным 2..3, а площадь расчетного сечения канала увеличивать на 30..50% по сравнению с рассчитанными на основании гипотезы о постоянстве момента скорости потока в отводящем устройстве.

7. Угол установки лопастей рабочего колеса на выходе рекомендуется принимать равным 90° для колес быстроходности 20..25 и 70..80° для колес быстроходности 25..35, а сами лопасти выполнять прямыми, что делает колесо более технологичным

8. Количество лопастей рабочего колеса для данного диапазона (15..30) целесообразно принимать равным 10 или 12 (большие значения принимаются для меньших

9. Шероховатость поверхности рабочего колеса в пределах Ra3,2..

не оказывает влияния на параметры насоса

10. Толщина лопастей рабочего колеса не оказывает существенного влияния на параметры насоса (кавитационные качества не рассматривались) и при отсутствии высоких требований к насосу по всасывающей способности должна выбираться из условий прочности лопастей в зависимости от степени открытости рабочего колеса и материала рабочего колеса.

Данные рекомендации могут быть использованы в качестве практической методики расчета данных насосов. В конце главы приведен примерный порядок расчета такого насоса на основании вышеприведенных рекомендаций.

В пятой главе рассматриваются вопросы, связанные с запуском и работой центробежного насоса сверхнизкой быстроходности на рабочей жидкости высокой (до 1000 сСт) вязкости (при низких температурах окружающей среды).

Среди проблем, возникающих при запуске и работе насоса в данных условиях, можно выделить следующие:

1. Температурные деформации элементов конструкции насоса, что может привести к заклиниванию ротора насоса.

2. Деформации элементов конструкции насоса (в первую очередь лопастей рабочего колеса), вызванные увеличением гидродинамических нагрузок на них.

3. Срыв магнитной муфты при запуске насоса, вызванный чрезмерно большим моментом на муфте (из-за резко увеличившейся мощности, потребляемой насосом).

4. Существенное увеличение мощности, потребляемой насосом, что может привести к выходу из строя электродвигателя.

5. Резкое повышение потерь дискового трения.

6. Резкое повышение гидравлических потерь в проточной части насоса в результате увеличения вязкости перекачиваемой жидкости приводит к столь же резкому падению параметров насоса.

7. Возможно изменение режимов течения жидкости в проточной части насоса (от ламинарного при пуске к турбулентному (расчеты показали, что для каналов направляющего аппарата число Рейнольдса равно 8.. 15, для каналов рабочего колеса -15..20).

Проблемы 1,2, 3 и 4 были решены в ходе конструктивной доработки насоса. Данные вопросы в этой работе не рассматриваются.

Для оценки величины гидравлических потерь в насосе при высокой вязкости рабочей жидкости и поиска путей их уменьшения были выполнены следующие работы:

1. Теоретическая оценка гидравлических потерь в рабочем колесе

насоса при ламинарном режиме течения в колесе.

2. Экспериментальное определение параметров насоса при работе на высоковязкой рабочей жидкости и сопоставление их с результатами, полученными расчетным путем.

3. Экспериментальное исследование течения жидкости в каналах направляющего аппарата (при высокой вязкости рабочей жидкости) с целью определения величины и характера гидравлических потерь в нем.

4. Оптимизация конструкции направляющего аппарата с целью получения наименьших потерь и его испытания.

Для оценки величины напора рабочего колеса и гидравлических потерь в нем при ламинарном режиме течения жидкости рассматривалось закрытое колесо постоянной ширины с радиальными лопастями

(Рг=90°). Выбор такого колеса обусловлен, во-первых, тем, что при малых торцевых зазорах, большом числе лопастей колеса и высокой вязкости рабочей жидкости течение в закрытом и открытом рабочих колесах принципиально не отличаются, что подтверждено, в частности, экспериментами, проведенными в ВНИИГидромаш, и во-вторых, угол наклона передней кромки колеса, используемого в насосе, к вертикали не превышает 10°, что позволяет рассматривать ширину колеса практически постоянной и существенно упрощает построение модели течения.

Расчетная схема рабочего колеса приведена на рис. 7.

^ !

Рис. 7. Принятая расчетная схема рабочего колеса

Расчетная модель основана на следующих гипотезах: 1. Гипотеза полной направленности относительного потока лопастями.

2. Учитываются только потери на трение жидкости о внутренние поверхности дисков колеса. Трением о лопасти пренебрегаем, т.к. площадь поверхности лопастей много меньше площади поверхности дисков.

3. Принят параболический закон распределения скоростей по высоте канала между дисками.

4. Течение от линейного источника, расположенного на оси насоса О, происходит в поле действия массовой силы 0)2Г (центробежная сила).

Непосредственным результатом расчета является определение перепада давлений на колесе Р2-Р1 в функции от расхода Q через колесо, в качестве параметра используется величина вязкости рабочей жидкости.

Для расчета используем уравнения движения вязкой жидкости, записанные в цилиндрической системе координат. При написании уравнений учитываем следующее:

скорости движения жидкости запишутся как из условия стационарности течения оР/ЙН);

Проекции массовой силы определим следующим образом: Рф=2и*оо,

распределение скорости по углу как было принято выше, равномерное:

При таких условиях система уравнений в цилиндрических координатах примет вид:

Граничные и начальные условия сформулированы следующим образом: профиль скорости на входе в канал задан как (профиль Пуазейля),

Интегрируя данную систему, получаем выражение для перепада давлений на рабочем колесе в функции от расхода через колесо и вязкости рабочей жидкости при ламинарном режиме течения.

др =

рт'

- = где () - полный расход через колесо.

Рассчитав теоретический напор колеса по уравнению Эйлера, а напор расчетный - по найденной выше формуле, с учетом добавления скоростного напора на выходе из колеса (принимая гипотезу бесконечного числа лопастей), получим зависимости теоретического и расчетного напора колеса и гидравлического КПД колеса от подачи насоса, приведенную на рис. 8.

1

1 ---А- I

---- --- ---*

1

0»5§

-«—Теоретиче ский напор колеса

-л - Гидравлич еский КПД

О ООЕ^ОО 5 ООЕ-Об

10ОЕ 05 150Е05 2 ООЕ 05 2 50Е-05 3 ООЕ-Об Э50Е05 О ыУс

Рис. 8. Зависимости теоретического и расчетного напора рабочего колеса, а также расчетного гидравлического КПД колеса от подачи.

Из показанных на рис. 8 зависимостей, характеризующих оценку эффективности работы лопастного колеса при ламинарном режиме течения в нем, можно сделать следующие выводы:

1. Оценив гидравлические потери в рабочем колесе насоса сверхнизкой быстроходности, работающего в ламинарном режиме течения жидкости по приведенному выше методу, можно заключить, что их величина относительно невелика и расчетный гидравлический КПД колеса имеет величину не менее 85%

2. Поскольку действительный напор насоса (около 7..8 м) существенно меньше определенного выше расчетного напора колеса, то можно сделать вывод, что основные гидравлические потери в таком насосе имеют место в отводящих устройствах, исследование и доработка которых необходимы для повышения параметров насоса при работе на высоковязкой жидкости.

Исследования течения в направляющем аппарате проводились экспериментальными методами и позволяют утверждать, что при увеличении вязкости рабочей жидкости до 250..300 сСт характер течения

становится переходным, а при вязкости 350..450 сСт (Re=150..200) и более - чисто ламинарным (рис.9).

О ПО 200 Л) «И 5Ш ООО ЯП ЙОО

О**«

Рис. 9. Зависимость потерь в направляющем аппарате от подачи насоса (1-при вязкости рабочей жидкости 800 сСт, 2 - при вязкости 10 сСт)

При этом была экспериментально (путем замера давлений в различных точках направляющего аппарата на работающем насосе) определена величина гидравлических потерь в каждом участке канала, и наибольшие потери имели место в прямом канале (особенно в диффузорной части) (рис. 10). Здесь терялось до 30% напора колеса 1-й ступени насоса (4..6 м).

По результатам проведенных исследований стала ясна необходимость и возможность снижения гидравлических потерь в каналах направляющего аппарата. С этой целью было увеличено сечение входного участка прямого канала (рис. 11), как места, где скорость жидкости была наибольшей.

Д д ✓

и'

д, д ♦

У Д ♦ ♦ ♦ ,

А ,'Д ♦ * ■

* ✓ ✓ ✓ £.......*

У

/ П п 1 *=И

О 50 100 150 200 250X0350 40}

аг**с

•Перепев на прямом (мам ИПередц иеабретеом «1 Ларепцд ее переаадиви пиала

ЖСу»« перепад на чвраецри»! и аОр ними ДСщшрш Апарапц 1»на

Рис. 10. Зависимости перепада давлений на каналах направляющего аппарата от подачи насоса

Это нарушило форму диффузора и привело к некоторому снижению параметров насоса при работе в нормальных условиях, однако резко уменьшило потери в отводящем устройстве и привело к увеличению напора насоса в условиях работы при высокой вязкости. На рис. 12 показаны итоговые зависимости относительного безразмерного напора насоса (т.е. отношения безразмерного напора при данной вязкости рабочей жидкости к безразмерному напору, определенному при малой вязкости рабочей жидкости) от числа Рейнольдса (КеЛ01Ист.). Здесь приведены три графика - график Суханова, приведенный этим автором для исследованных им насосов низкой и средней быстроходности, график, полученный по итогам испытаний

Рис. И. Схема предлагаемого изменения сечения входного участка направляющего аппарата

исследуемого насоса сверхнизкой быстроходности с исходным направляющим аппаратом во всем диапазоне чисел Рейнольдса, и график, полученный по итогам испытаний исследуемого насоса с доработанным направляющим аппаратом.

Из анализа приведенных зависимостей можно заключить следующее:

- исследуемый насос с исходным направляющим аппаратом имеет резкое падение характеристик в области малых чисел Рейнольдса, что, как показано выше, является, в частности, следствием существенного увеличения потерь энергии в каналах направляющего аппарата при работе насоса на рабочих жидкостях высокой вязкости

- доработка направляющего аппарата позволила снизить потери в нем и повысить напор насоса при малых числах Рейнольдса

- относительная безразмерная характеристика доработанного насоса в целом соответствует приведенной Сухановым для насосов большей быстроходности, что позволяет использовать диаграмму Суханова для прогнозирования характеристик такого насоса в области малых чисел Рейнольдса.

На

Насосные агрегаты с доработанным направляющим аппаратом успешно запускаются и работают в требуемом диапазоне температур рабочей жидкости (до —55 °С).

Рис. 12. Итоговые зависимости относительного безразмерного напора насоса от числа Рейнольдса

Основные выводы и результаты.

Основным результатом работы является создании ряда 1- и 2-х ступенчатых центробежных насосов сверхнизкой быстроходности, способных работать длительное время на загрязненной жидкости и при высокой вязкости рабочей жидкости.

Обобщая результаты исследований, можно сделать следующие выводы:

1. Доказана возможность создания достаточно экономичных насосов сверхнизкой (менее 20 на 1 ступень) быстроходности, способных работать в экстремальных условиях.

2. Определена зона нечувствительности КПД насоса сверхнизкого п8 с открытыми рабочими колесами к осевому зазору между рабочим колесом и корпусом (в пределах

3. Определено влияние «степени открытости» рабочего колеса на характеристики насоса.

4. Установлено, что при малых г^ практически отсутствует влияние угла установки лопастей рабочего колеса (в пределах от 72 до 90°) на параметры насоса.

5. Определена малая степень влияния числа лопастей рабочего колеса на параметры насоса при г= 10..24.

6. Приведены рекомендации по расчету и проектированию рабочих колес и направляющих аппаратов таких насосов, в том числе с учетом их работы на рабочих жидкостях высокой вязкости.

7. Экспериментально доказана возможность наличия ламинарного режима течения в проточной части центробежного насоса сверхнизкой быстроходности и оценен расчетным путем напор колеса при таком режиме течения.

8. Созданные на основе проведенных исследований насосы внедрены в спецтехнике и успешно эксплуатируются.

По теме диссертации опубликованы следующие работы:

1. Матвеев И.В., Петров А.И. Исследование влияния осевого зазора между открытым рабочим колесом и корпусом на характеристики насоса // 165-лет МГТУ им. Баумана.: Тез. докл. МНТК - М., 1995. - С. 64.

2. Матвеев И.В., Петров А.И. Исследование влияния на напорную характеристику насоса переднего зазора между открытым рабочим колесом и корпусом //50 лет каф. ГМ.: Тез. докл. МНТК - М., 1996. - С. 87.

2. Матвеев И.В., Петров А.И. Исследование центробежного насоса сверхнизкой быстроходности с рабочим колесом открытого типа

// Гидромашины, гидроприводы и гидропневмоавтом.: Тез. докл.

МСНТК-М., 1997.-С. 35.

4. Матвеев И.В., Петров А.И. Исследование влияния формы ведущего диска рабочего колеса центробежного насоса сверхнизкого на характеристики насоса // Гидромашины, гидроприводы и гидропневмоавтом.: Тез. докл. МСНТК - М., 1998. - С. 62.

5. Матвеев И.В., Петров А.И. Исследование влияния рабочих колес сверхнизкого коэффициента ns на эффективность работы центробежного насоса // Гидромашины, гидроприводы и гидропневмоавтом.: Тез. докл. МСНТК-М., 1999.-С. 26.

6. Петров А.И. Проблемы запуска циркуляционных насосов систем термостабилизации при низких температурах // Forth International Specialized Exhibition «AQUA-THERM 2000».: Seminar "WATER TREATMENT", 2000.

7. Петров А.И. Работа центробежных насосов сверхнизкой быстроходности на рабочих жидкостях высокой вязкости // Вестник ПГТУ «Гидравлические машины и гидроавтоматика». - Пермь, 2001. -

С. 150-159.

8. Петров А.И. Влияние высокой вязкости рабочей жидкости на параметры центробежных насосов сверхнизкой быстроходности с открытыми рабочими колесами // Гидромашиностроение. Настоящее и будущее.: Тез. докл. МНТК-М., 2004. - С. 50.

as:M--¿>¿: ¿>¿

í

Vf v 350

19 «и 2005

СОДЕРЖАНИЕ.

ВВЕДЕНИЕ.

Глава 1. Проблемы, возникающие при проектировании насосов сверхнизкого ns. Обзор работ, посвященных данной теме.

1.1. Постановка задачи.

1.2. Основные проблемы, возникающие при разработке центробежного насоса сверхнизкой быстроходности.

1.3. Обзор литературы, посвященной проблемам создания центробежных насосов низкой и сверхнизкой быстроходности с открытыми и полуоткрытыми рабочими колесами.

Глава 2. Анализ насосов сверхнизкой быстроходности и возможные пути повышения их эффективности.

2.1. Анализ возможных конструктивных схем рабочих колес.

2.2. Оценка потерь дискового трения в насосе сверхнизкого ns с открытым и закрытым рабочим колесом.

2.2.1. Оценка потерь дискового трения на закрытом и открытом рабочем колесе при работе на жидкости малой вязкости.

2.2.2. Оценка потерь дискового трения на закрытом и открытом рабочем колесе при работе на жидкости высокой вязкости.

2.2.3. Сравнительный анализ работы закрытого и открытого рабочего колеса с точки зрения потерь дискового трения.

2.3. Сравнение энергетических характеристик закрытого и открытого рабочих колес.

2.4. Сравнение закрытого и открытого рабочих колес с точки зрения эксплуатационных характеристик.

2.5. Обоснование выбора типа рабочего колеса.

2.6. Анализ геометрических факторов, влияние которых на параметры насоса сверхнизкого ns с открытым рабочим колесом является наиболее существенным.

Глава 3. Описание экспериментальных установок, методики проведения исследований и оценка погрешностей измерений.

3.1. Стенд для испытаний насосных агрегатов на чистой воде.

3.1.1. Снимаемые в ходе испытаний параметры и приборы для их измерения.

3.1.2. Методика проведения испытаний и обработки результатов эксперимента.

3.1.3. Определение величин погрешностей экспериментальных данных.

3.1.3.1. Погрешность измерения частоты вращения вала насоса.

3.1.3.2. Погрешность измерения напора насоса.

3.1.3.3. Погрешность измерения мощности на клеммах электродвигателя.

3.1.3.4. Погрешность измерения подачи насоса.

3.1.3.5. Погрешность измерения температуры рабочей жидкости.

3.1.3.6. Погрешность определения числа Рейнольдса.

3.1.3.7. Погрешность определения КПД насоса.

3.1.3.8. Погрешность определения безразмерного напора.

3.2. Стенд для испытаний насосных агрегатов на рабочей жидкости СЖ-40 при нормальных условиях.

3.3. Стенд для испытаний насосных агрегатов на рабочей жидкости СЖ-40 и ОЖ-65 в термобарокамере.

3.3.1 Методика проведения испытаний и обработки результатов эксперимента.

3.4. Стенд для испытаний насосных агрегатов на рабочей жидкости высокой вязкости при нормальных условиях.

3.5. Стенд для ресурсных испытаний насосных агрегатов на рабочей жидкости ОЖ-40.

Глава 4. Результаты экспериментальных исследований влияния элементов проточной части насоса на его параметры.

4.1. Условия проведения экспериментов и экспериментальное оборудование.

4.2. Основные экспериментальные зависимости, полученные в ходе экспериментов.

4.2.1. Влияние угла установки лопастей на выходе на параметры насоса.

4.2.2. Влияние количества лопастей гл на параметры насоса.

4.2.3. Влияние толщины лопастей 8Л на параметры насоса.

4.2.4. Влияние переднего торцевого зазора 8] на параметры насоса.

4.2.5. Влияние заднего торцевого зазора 52 на параметры насоса

4.2.6. Влияние зависимости b/D2 от r/R2 на параметры насоса.

4.2.7. Влияние отношения D/D2 на параметры насоса.

4.2.8. Влияние подрезки рабочего колеса по внешнему диаметру на параметры насоса.

4.2.9. Влияние наличия разгрузочных отверстий в заднем диске рабочего колеса на параметры насоса.

4.2.10. Влияние шероховатости поверхности рабочего колеса на параметры насоса.

4.2.11. Влияние диаметра горла диффузора спирального отвода на характеристики насоса.

4.2.12. Влияние параметров направляющего аппарата на характеристики насоса.

4.3. Выводы о степени влияния основных геометрических параметров рабочего колеса на характеристики насоса и рекомендации по выбору оптимальных величин этих параметров.

4.4. Предлагаемый порядок расчета открытого рабочего колеса центробежного насоса сверхнизкой быстроходности.

Глава 5. Работа насосов данного типа при низких температурах окружающей среды и высоких вязкостях рабочей жидкости.

5.1. Постановка задачи.

5.2. Гипотеза о возможности ламинарного режима жидкости в каналах проточной части насоса.

5.3. Оценка величины перепада давления на рабочем колесе насоса при наличии в нем ламинарного режима течения жидкости.

5.4. Экспериментальное определение параметров насоса при его работе на высоковязкой жидкости.

5.4.1. Определение параметров насоса во всем диапазоне температур рабочей жидкости.

5.4.4. Определение величины потерь в элементах направляющего аппарата.

5.4.5. Доработка направляющего аппарата с целью снижения гидравлических потерь в нем.

Выводы и результаты.

Одной из проблем, встающих перед разработчиками систем термостабилизации военного и гражданского назначения, является необходимость создания специализированных насосов низкого (<40) и сверхнизкого (<20) ns, отвечающих таким требованиям, как возможность работы на загрязненных жидкостях, при низких температурах окружающей среды и рабочей жидкости, и при этом имеющих достаточно высокий КПД и ресурс работы. Хотя сфера применения таких насосов относительно узка, потребность в них, не удовлетворяемая нашей промышленностью, существует.

Основными проблемами при создании насосов данного типа являются отсутствие методик расчета проточной части подобных машин, сложность обеспечения требуемой величины ресурса работы (с учетом возможности работы на загрязненных жидкостях), низкий КПД насоса, являющийся следствием высоких дисковых и гидравлических потерь в насосах низких ns, а также обеспечение запуска и устойчивой работы насосов на жидкостях высокой вязкости (при низких температурах окружающей среды). Для автономных систем термостабилизации, работающих в условиях ограничения мощности, вопросы повышения КПД приобретают особую остроту, а для необслуживаемых систем основной проблемой является достижение высокой надежности машины.

Существующие в настоящее время циркуляционные насосы малой мощности при работе в вышеописанных условиях имеют чрезмерно малый ресурс и низкую надежность. В связи с этим возникла необходимость создания ряда насосов такого типа, отвечающих требуемым условиям.

В ходе работ по созданию насосов данного типа был успешно разрешен ряд проблем, как поставленных разработчиками при проектировании, так и возникших в ходе испытаний опытных насосов и эксплуатации серийных образцов. Анализ большого количества накопленных экспериментальных данных позволил выявить ряд закономерностей, характерных для насосов такого типа, и уточнить представления о балансе энергии в насосе сверхнизкого ns, что позволило наметить пути дальнейшего повышения эффективности и ресурса работы таких насосов и выработать конкретные рекомендации по их проектированию.

Насосы, созданные на основе предложенных в данной работе рекомендаций, зависимостей и конструктивных решений, в настоящее время успешно эксплуатируются в системах термостабилизации различного назначения, работающих в нормальных и экстремальных условиях.

Выводы и результаты.

Основным результатом работы является создание ряда 1-й 2-х ступенчатых центробежных насосов сверхнизкой быстроходности, способных работать длительное время на загрязненной жидкости и при высокой вязкости рабочей жидкости.

Обобщая результаты исследований, можно сделать следующие выводы:

1. Доказана возможность создания достаточно экономичных насосов сверхнизкой (менее 20 на 1 ступень) быстроходности, способных работать в экстремальных условиях.

2. Определена зона нечувствительности КПД насоса сверхнизкого ns с открытыми рабочими колесами к осевому зазору между рабочим колесом и корпусом.

3. Определено влияние «степени открытости» рабочего колеса сверхнизкой быстроходности на характеристики насоса.

4. Установлено, что при малых ns практически отсутствует влияние угла установки лопастей рабочего колеса на параметры насоса.

5. Определена малая степень влияния числа лопастей рабочего колеса на параметры насоса.

6. Подтверждена зависимость для насосов данного типа напора и расхода от диаметра рабочего колеса, известная из теории подобия лопастных гидромашин.

7. Установлен факт, что в полуоткрытом колесе (степень открытости = 0,5) наличие разгрузочных отверстий в диске увеличивает напор насоса.

8. Оценена величина потерь в каналах закрытого рабочего колеса сверхнизкой быстроходности при наличии в нем ламинарного режима течения.

9. Экспериментально доказана возможность существования ламинарного режима течения в каналах направляющего аппарата и определены соотношения потерь для различных участков каналов при этом режиме течения.

10. Приведены рекомендации по расчету и проектированию рабочих колес и направляющих аппаратов центробежных насосов сверхнизкой быстроходности с открытыми рабочими колесами с учетом их работы на рабочих жидкостях высокой вязкости.

1. Айзенштейн М.Д. Центробежные насосы для нефтяной промышленности. -М.: Гостоптехиздат, 1957. 363 с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. М.: Машиностроение, 1982. -Т.2 - 560 с.

3. Байбаков О.В. Вихревые гидравлические машины. М.: Машиностроение, 1981. - 197 с.

4. Батаев О.В. Методика расчета тихоходных радиальных гидротурбин// Труды ВНИИГидромаша. 1970. - Вып. 40. - С. 164181.

5. Богданов В.Н., Малежик И.Ф, Верхола А.П. Справочное руководство по черчению. М.: Машиностроение, 1989. - 720с.

6. Будов В.М. Насосы АЭС.-М.: Энергоатомиздат, 1986. 408 с.

7. Буренин В.В., Гаевик Д.Т. Конструкция и эксплуатация центробежных герметичных насосов.-М. Машиностроение, 1977.-151 с.

8. Высокооборотные лопаточные насосы/ Под ред. Б.В. Овсянникова и В.Ф. Чебаевского. М.: Машиностроение, 1975.-336 с.

9. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учеб. машиностроительных вузов/ Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов и др. М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.

10. ГОСТ 6134-71, Насосы динамические. Методы испытаний. М., 1972.-21 с.

11. Давыдов И.В. Исследование направляющих аппаратов центробежного насоса // Труды ВИГМ. 1958. - Вып. XXII. - С. 3-22.

12. Емцев Б.Т. Техническая гидромеханика. М.: Машиностроение, 1978.-463 с.

13. Зорьян JI.А., Абдурашитов С.А. Об определении коэффициента сопротивления в зазоре между разгрузочным диском и корпусом насоса // Химическое и нефтяное машиностроение. 1969. -№12.- С. 9-12.

14. Иванюшин А.А., Швиндин А.И. Центробежные насосы для сахарной промышленности с открытыми рабочими колесами // На-сосы-96: Труды VIIIМНТК. Сумы, 1996. - С. 119-123.

15. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М.-Л.: Госэнергоиздат, 1960.-464 с.

16. Караханьян В.К. Новые насосы для перекачивания различных взвешенных неабразивных веществ, волокнистых масс и газонасыщенных суспензий // Качество и эффективность насосного оборудования: Труды ВНИИГидромаш. -М., 1984. С. 3-16.

17. Карелин В.Я. Кавитационные явления в центробежных и осевых насосах. М.: Машиностроение, 1975. —335с.

18. Краев М.В., Кишкин А.А. Оценка мощности механических потерь рабочего колеса малорасходного центробежного насоса // Известия вузов. Авиационная техника. 1989. - №4 - С. 89-91.

19. Краев М.В., Лукин В.А., Овсянников Б.В. Малорасходные насосы авиационных и космических систем. М.: Машиностроение, 1985.- 128 с.

20. Лабораторный курс гидравлики, насосов и гидропередач / Под ред. С.С. Руднева и Л.Г. Подвидза. М.: Машиностроение, 1974.-245с.

21. Лабутин В.Е. Определение КПД насоса с открытым рабочим колесом при нарушении геометрического подобия // Повышениетехнического уровня насосного оборудования: Сборник научных трудов ВНИИГидромаш. М., 1990. - С. 58-64.

22. Лабутин В.Е., Солодченков В.Ф. Совместная работа спирального отвода с открытым рабочим колесом // Проблемы насосострое-ния и их решение: Сборник научных трудов ВНИИГидромаш. -М., 1989. С. 5-11.

23. Линник Ю.В. Метод наименьших квадратов и основы теории обработки наблюдений. М.: ГИФМЛ, 1958. - 334 с.

24. Лойцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. М. Наука, 1970. — 904 с.

25. Ломакин А.А. Центробежные и осевые насосы. М.-Л.: Машиностроение, 1966. - 364 с.

26. MATHCAD 6.0 PLUS. Финансовые, инженерные и научные расчеты в среде Windows 95. М.: ИИД «Филин», 1996. - 525 с.

27. Матвеев И.В., Лабутин В.Е. Пути повышения коэффициента напора химических насосов ns=40.60 с открытыми рабочими колесами, имеющими прямые лопасти // Труды МВТУ. 1986. -№468.-С. 73-100.

28. Матвеев И.В., Лабутин В.Е. К выбору оптимального числа прямых цилиндрических лопастей открытого рабочего колеса насоса низкой быстроходности // Труды МВТУ. 1987.- №494. - С. 54-67.

29. Матвеев И.В., Петров А.И. Исследование влияния на напорную характеристику насоса переднего зазора между открытым рабочим колесом и корпусом // 50 лет каф. ГМ: Тез. докл. МНТК -М., 1996.-С. 87.

30. Матвеев ИВ., Петров А.И. Исследование влияния осевого зазора между открытым рабочим колесом и корпусом на характеристики насоса // 165-лет МГТУ им. Баумана.: Тез. докл. МНТК М., 1995.-С. 64.

31. Матвеев И.В., Петров А.И. Исследование влияния рабочих колес сверхнизкого коэффициента ns на эффективность работы центробежного насоса // Гидромашины, гидроприводы и гидро-пневмоавтом.: Тез. докл. МСНТК- М., 1999. С. 26.

32. Матвеев И.В., Петров А.И. Исследование влияния формы ведущего диска рабочего колеса центробежного насоса сверхнизкого ns на характеристики насоса // Гидромашины, гидроприводы и гидропневмоавтом.: Тез. докл. МСНТК М., 1998. - С. 62.

33. Матвеев И.В., Петров А.И. Исследование центробежного насоса сверхнизкой быстроходности с рабочим колесом открытого типа // Гидромашины, гидроприводы и гидропневмоавтом.: Тез. докл. МСНТК-М., 1997.-С. 35.

34. Машин А.Н. Расчет и проектирование спирального отвода и полуспирального подвода центробежного насоса. М.: Изд. МЭИ, 1980.-44 с.

35. Мисюра В.И., Овсянников Б.В., Присняков В.Ф. Дисковые насосы. М.: Машиностроение, 1986. - 112 с.

36. Михайлов А.К., Малюшенко В.В. Конструкция и расчет центробежных насосов высокого давления. М.: Машиностроение, 1971.-305 с.

37. Налимов В.В. Теория эксперимента. М.: Наука, 1971. - 250 с.

38. Наумов В.В. Исследование рабочих органов малорасходных насосов низкой быстроходности (ns<40): Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. М., 1982.-22 с.

39. Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей. М.: Машиностроение, 1979,- 344 с.

40. Петров А.И. Влияние высокой вязкости рабочей жидкости на параметры центробежных насосов сверхнизкой быстроходности с открытыми рабочими колесами // Гидромашиностроение. Настоящее и будущее.: Тез. докл. МНТК-М., 2004. С. 50.

41. Петров А.И. Проблемы запуска циркуляционных насосов систем термостабилизации при низких температурах // Forth International Specialized Exhibition «AQUA-THERM 2000»: Seminar "WATER TREATMENT". M, 2000. -P.52.

42. Петров А.И. Работа центробежных насосов сверхнизкой быстроходности на рабочих жидкостях высокой вязкости

43. Вестник ПГТУ. Гидравлические машины и гидроавтоматика. -Пермь, 2001.-С. 150-159.

44. Петров В.И., Чебаевский В.Ф. Кавитация в высокооборотных лопастных насосах. М.: Машиностроение, 1982.-224 с.

45. Полоцкий Н.Д., Богницкая Ф.А., Агульник P.M. Расчет отводящих устройств центробежных насосов. М.: ЦИНТИХИМНЕФ-ТЕМАШ, 1967. -С. 17-32.

46. Прокофьев Ю.В. К определению потерь дискового трения // Труды ВНИИГидромаш. 1967. - Вып. XXXVI. - С. 15-27.

47. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. М.: Машгиз, 1960. - 683 с.

48. Пырков А.А. Плоская модель течения в диффузорных каналах направляющих аппаратов // Насосы-96: Труды VIII МНТК. — Сумы, 1996.-С. 154-161.

49. Ржебаева Н.К., Агаджанова С.В. Разработка физической модели течения в полуоткрытых рабочих колесах центробежных насосов с коэффициентом быстроходности ns<80 // Труды НТК СГУ. -Сумы, 1998. С. 101 - 105.

50. Ржебаева Н.К., Иванюшин А.А. Исследование и разработка насосов с полуоткрытыми рабочими колесами // Насосы-96: Труды VIII МНТК. Сумы, 1996. - С. 124-127.

51. Ржебаева Н.К., Ржебаев Э.Е., Агаджанова С.В. Исследование полуоткрытых рабочих колес центробежных насосов // Труды НТК СГУ.-Сумы, 1998. -С. 106-112.

52. Руднев С.С., Матвеев И.В. Методическое пособие по курсовому проектированию лопастных насосов. М.: Изд. МВТУ, 1974. - С. 35.

53. Рязанов С.Д. Рабочее колесо центробежного насоса малой быстроходности // Химическое и нефтяное машиностроение. 1984. -№11.- С. 8-9.

54. Синев Н.М., Удовиченко П.М. Герметические водяные насосы атомных энергетических установок. -М.: Атомиздат, 1967.-375 с.

55. Синенко Ю.И.К вопросу снижения потерь в рабочем колесе низкой быстроходности// Труды ВИГМ.-1963 .-Вып.ХХХП.-С.65-93.

56. Спасский К.Н. Аветисян Р.А. Экспериментальное исследованиеструктуры потока в канале открытого рабочего колеса центробежного насоса низкой быстроходности // Тр. ВЗПИ.- 1974.-Вып.90. 23 с.

57. Спасский К.Н., Шаумян В.В. Новые насосы для малых подач и высоких напоров. М.: Машиностроение, 1973. - 160 с.

58. Суханов Д.Я. Работа лопастных насосов на вязких жидкостях. -М.: Машгиз, 1952. 46 с.

59. Тарг С.М. Основные задачи теории ламинарных течений. М.-JL: Гостехтеориздат, 1951. — 323 с.

60. Шендрик В.В. Рабочий процесс и методика расчета проточных частей динамических насосов с полуоткрытыми и открытыми рабочими колесами: Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. Сумы, 2003.-18 с.

61. Яременко О.В. Испытания насосов. М.: Машиностроение, 1976. - 224 с.

62. Engeda A., Rautenberg М. Loss sensitivity factor of half-shrouded centrifugal impellers // World Pumps. 1988.-№6. - P. 256.

63. Engeda A., Rautenberg M. The effect of a front shroud on partial flow and cavitation performance of centrifugal impellers // XX Journ-ees de l'Hydraulique. Lion, 1989. - P. 17.1.

64. Holzenberger K. Vergleich von zwei Umrechnungsverfahren fur die Kennlinien von Kreiselpumpen bei der Forderung zaher Flussigkeiten // KSB Techn. 1988. - №25. - S. 45.

65. Ohta Hiroaki, Aoki Katsumi. Исследование характеристик центробежных насосов при перекачивании высоковязких жидкостей // Trans. Jap. Soc. Mech. Eng. 1990.- № 526. - P. 1702.