Добірка наукової літератури з теми "Робочі лопатки"

Надійність, відносна простота конструкції та невисока собівартість відцентрових регуляторів сприяла їх широкому використанню в різноманітних пристроях у різних галузях машинобудування та приладобудування. Використання цих регуляторів у вітроустановках малої потужності дозволяє спростити конструкцію установки та забезпечити її надійну роботу в період експлуатації. Теоретичні положення та вироблені на їх основі практичні рекомендації для проєктування регуляторів цього типу постійно удосконалюються. Сучасні тенденції виготовлення лопаті направлені на максимальне наближення реального профілю лопаті до розрахункового, тобто розширення лопаті від кінця до комеля до 1:4 і закруту до 30°. Відповідно виникає необхідність урахування кута між хордою лопаті та її вектором моменту інерції, що і було враховано при розробленні удосконаленої математичної моделі відцентрового регулятора ротора вітроустановки при флюгерному регулюванні в Інституті відновлюваної енергетики. В ряді робіт був проведений аналіз впливу параметрів відцентрового регулятора на його статичні характеристики. В даній роботі аналогічний аналіз проведений для удосконаленої математичної моделі, відповідно з урахуванням кута між хордою лопаті та її вектором моменту інерції, також проведено порівняння отриманих результатів з результатами, отриманими за попередніми математичними моделями. Аналіз статичних характеристик відцентрового регулятора при різних кутах між хордою лопаті та вектором моменту інерції лопаті показав, що при кутах до 5°, тобто в лопатях з незначним закрутом, відхилення статичних характеристик є незначним, але з його збільшенням відхилення між характеристиками зростає. Так при діапазоні регулювання 40° різниця за величиною відхилення обертів ротора для кута закруту лопаті 20° становитиме до 50 %. Також, якщо не враховувати кут між хордою лопаті та її вектором моменту інерції при налаштуванні відцентрового регулятора на номінальні оберти ротора, це призводить до зниження ефективності роботи ротора. Так, відхилення від номінальних обертів регулятора і, відповідно, ротора без урахування закруту лопаті в 10° становитиме 17 % у порівнянні з лопаттю, що не має закруту. Бібл. 10, рис. 10.

Гараненко Т. Р. Розробка конструкторсько-технологічних рішень виготовлення порожнистої лопатки з титанових сплавів // Обробка матеріалів тиском. – 2019. – № 2 (49). - C. 128-135. Основною задачею удосконалення вентиляторних лопаток є зниження маси пера лопатки за рахунок конструктивно - технологічних рішень при збереженні експлуатаційних параметрів (властивостей статичної та динамічної міцності). Розроблений класифікатор є основою для вибору конструктивно-технологічних рішень при проектуванні лопатки. Кожен з класів має свої різновидності форм та елементів конструкції. Найбільш перспективним по масовій ефективності є лопатки 4 класу. Одним важливим питанням при створенні конструкції порожнистої лопатки це забезпечення міцності. Створення математичної моделі порожнистої лопатки з гофрою виконувалося в системі розрахункового комплексу ANSYS. Був аналітично проведений порівняльний аналіз з моделлю вентиляційної лопатки конкретного профілю, що знаходиться в льотній експлуатації. Отримані результати були прийняті в якості критерію при проведені подальшого чисельного моделювання. Аналіз показав, що рівень напружень в моделі порожнистої лопатки від прикладених навантажень нижче, ніж в суцільній робочій лопатки вентилятора. Виконаний модальний аналіз моделі пера порожнистої лопатки визначив форми і частоти власних коливань. Величини частот низькі і забезпечують відсутність резонансу в робочому діапазоні частот обертання ротора. На основі розрахунків була вибрана конструкція порожнистої лопатки. Відпрацювання технології отримання типового перерізу ґрунтується на отриманні порожнистої лопатки обмеженої довжини експериментально. Запропоновано структура технологічного процесу виготовлення порожнистих лопаток. Спроектовано пристрій призначений для дослідження деформування елементів порожнистої лопатки.

Тітов В. А., Бень А. М. Моделювання технологічного процесу видавлювання заготовок компресорних лопаток // Обробка матеріалів тиском. – 2019. – № 1 (48). – С. 53–57. Метою роботи є чисельне моделювання процесу видавлювання заготовок лопаток компресорів авіаційних двигунів при вирішенні задач пластичного деформування, порівняння результатів моделювання із реальними результатами. Показано спосіб використання сучасних систем моделювання, що дозволяють значно скоротити витрати та час розробки нового оснащення за рахунок віртуального моделювання процесу штампування, без виготовлення оснащення та завантаження ковальсько-пресового обладнання. В якості системи моделювання процесів використано програму QForm 2D/3D, за допомогою якої можна варіювати різними параметрами процесу деформування. Проведено моделювання технологічного процесу видавлювання заготовок компресорних лопаток газотурбінних двигунів. Процес видавлювання моделювався за фактичними розмірами лопатки та штампового оснащення. За формою профілю заготовки компресорної лопатки з урахуванням температурного розширення створено моделі штампового оснащення Розглянуто особливості створення тривимірної моделі, завдання параметрів моделі в розрахунковий модуль та нанесення сітки кінцевих елементів. Представлено результати комп’ютерного моделювання, показано характер плину металу при деформації, силові та енергетичні параметри процесу. Показано результати експериментальних досліджень, проведених на серії заготовок, що були отримані із поступовим збільшенням довжини пера до технологічних параметрів. Представлено відповідність форми видавленої заготовки, отриманої розрахунковим шляхом, зовнішньому вигляду реальної заготовки, характер заповнення порожнини матриці, а також місця утворення можливих дефектів. Показано застосування прикладних технологій для моделювання процесу деформації та виготовлення штампового оснащення

У роботах [1, 2] для транспорту запропоновано застосувати вихровий тепловий насос на штучно створеному вітрові. В результаті показано, що такий вихровий насос перетворює не механічну енергію вітру в електричну потужність, а теплову складову потоку повітря, що прокачується. Розглянуто загальний принцип роботи такого вихрового теплового насоса. Конкретний розрахунок перетворення енергій виконаний для повітряних вітрогенераторів. Вихровий тепловий насос, який може бути застосований на транспорті, описаний якісними параметрами. У зв'язку з цим виникла необхідність провести розрахунок енергій перетворення вихровим тепловим насосом із застосуванням конкретного електричного двигуна, електричного генератора, повітряного гвинта і лопатей вітрогенератора для транспортних систем. Вентилятор створює повітряний потік, який впливає на лопаті вітрогенератора, вітрогенератор виробляє потужність більше потужності, споживаної електродвигуном вентилятора і витраченої потужності на подолання сил тертя при обертанні якорів в електромоторах, а також тертя об повітря при обертанні лопатей вітрогенератора. В результаті проведених досліджень встановлено, що для збільшення захоплюваної поверхні вентилятором необхідно використовувати високооборотний гвинт порівняно великого діаметра, а обертання такого гвинта повинен забезпечувати електромотор з підвищеною потужністю, але це суттєво зменшить коефіцієнт перетворення. Збільшення числа лопаток в вітрогенераторі можливе при зростанні діаметра електрогенератора, що також знижує коефіцієнт перетворення. Встановлено, що найбільш ефективний спосіб отримання максимального коефіцієнта перетворення енергії - це збільшення швидкості руху потоку повітря до певної межі. Якщо застосувати каскадну схему шляхом розташування двох і більше лопатевих кілець в вітрогенераторі, то різко зросте коефіцієнт перетворення вихрового теплового насоса. Ключові слова: тепловий насос, вітрогенератор, вентилятор, повітряний гвинт, лопаті, зривний потік.

Квасоля овочева (Phaseolus vulgaris L.) – цінна бобова культура. Мета роботи встановити особливості росту і розвитку рослин сортів квасолі овочевої та визначити економічну ефективність багаторазового збирання лопатки в умовах східного Лісостепу України. Методи. Польовий, лабораторний, статистичний. Результати. Проведено оцінку сортів квасолі овочевої за тривалістю окремих фенологічних фаз росту і розвитку рослин, формування площі листків, чистої продуктивності фотосинтезу. Встановлено залежність між урожайністю лопатки і показниками фотосинтетичної діяльності посівів: у = 10,4715 - 0,1382 х1 + 1,935 х2. Проведено дослідження симбіозу рослин квасолі за спонтанної інокуляції природними штамами бульбочкових бактерій. Кількість кореневих бульбочок залежно від сорту коливалась в межах 11,3-13,7 шт. (V = 20,0 %) з масою від 86,1 до 102,1 мг (V = 8,7 %). Відміченo залежність між урожайністю лопатки та кількістю і масою бульбочок, що описується рівнянням регресії: у = 6,5451 + 0,08712 х1 + 0,0681 х2. Висота прикріплення нижнього бобу у досліджуючи сортів знаходилась у межах норми згідно з вимогами придатності до механізованого збирання. Найвища висота прикріплення нижнього бобу у стандарті – 16 см (Шахиня) та на 1 см нижче у сорту Сюїта (15 см). За кількістю бобів та масою одного бобу з рослини кращим виявився сорт Сюїта – 21 шт. і 4,07 г відповідно. Ширина (0,8–0,85 см) й довжина (10,0–11,3 см) одного боба в межах норми вимог переробних підприємств. Отримано урожайність лопатки: за одноразового збору на рівні 12,6–14,3 т/га, за дворазового збору – 24,5–27,2 т/га та за триразового – 29,4–34,2 т/га залежно від сорту. Встановлено, що на урожайність лопатки мали вплив кількість бобів на рослині (r = 0,971), висота прикріплення нижнього бобу (r = 0,991), ширина бобу (r = 0,918), маса одного бобу (r = 0,711) і довжина бобу (r = 0,690). Економічну ефективність вирощування квасолі овочевої на лопатку за багаторазового збирання підтверджено високими показниками рівня рентабельності – 145–151 % (одноразовий збір), 97–110 % (дворазовий), 105–108 % (триразовий). Висновок. За результатами досліджень можна зробити висновок, що в умовах східного Лісостепу України вирощування квасолі овочевої є перспективним, про що свідчать показники розрахунків економічної ефективності. А застосування дво- або триразового збирання лопатки квасолі, дозволяєбільш раціонально використовувати біологічні особливості сорту.

Квасоля овочева (Phaseolus vulgaris L.) – цінна бобова культура. Мета роботи встановити особливості росту і розвитку рослин сортів квасолі овочевої та визначити економічну ефективність багаторазового збирання лопатки в умовах східного Лісостепу України. Методи. Польовий, лабораторний, статистичний. Результати. Проведено оцінку сортів квасолі овочевої за тривалістю окремих фенологічних фаз росту і розвитку рослин, формування площі листків, чистої продуктивності фотосинтезу. Встановлено залежність між урожайністю лопатки і показниками фотосинтетичної діяльності посівів: у = 10,4715 - 0,1382 х1 + 1,935 х2. Проведено дослідження симбіозу рослин квасолі за спонтанної інокуляції природними штамами бульбочкових бактерій. Кількість кореневих бульбочок залежно від сорту коливалась в межах 11,3-13,7 шт. (V = 20,0 %) з масою від 86,1 до 102,1 мг (V = 8,7 %). Відміченo залежність між урожайністю лопатки та кількістю і масою бульбочок, що описується рівнянням регресії: у = 6,5451 + 0,08712 х1 + 0,0681 х2. Висота прикріплення нижнього бобу у досліджуючи сортів знаходилась у межах норми згідно з вимогами придатності до механізованого збирання. Найвища висота прикріплення нижнього бобу у стандарті – 16 см (Шахиня) та на 1 см нижче у сорту Сюїта (15 см). За кількістю бобів та масою одного бобу з рослини кращим виявився сорт Сюїта – 21 шт. і 4,07 г відповідно. Ширина (0,8–0,85 см) й довжина (10,0–11,3 см) одного боба в межах норми вимог переробних підприємств. Отримано урожайність лопатки: за одноразового збору на рівні 12,6–14,3 т/га, за дворазового збору – 24,5–27,2 т/га та за триразового – 29,4–34,2 т/га залежно від сорту. Встановлено, що на урожайність лопатки мали вплив кількість бобів на рослині (r = 0,971), висота прикріплення нижнього бобу (r = 0,991), ширина бобу (r = 0,918), маса одного бобу (r = 0,711) і довжина бобу (r = 0,690). Економічну ефективність вирощування квасолі овочевої на лопатку за багаторазового збирання підтверджено високими показниками рівня рентабельності – 145–151 % (одноразовий збір), 97–110 % (дворазовий), 105–108 % (триразовий). Висновок. За результатами досліджень можна зробити висновок, що в умовах східного Лісостепу України вирощування квасолі овочевої є перспективним, про що свідчать показники розрахунків економічної ефективності. А застосування дво- або триразового збирання лопатки квасолі, дозволяєбільш раціонально використовувати біологічні особливості сорту.

Зниження собівартості цукрової сировини поряд з підвищенням її якості дозволить підтримувати та підвищити конкурентноспроможність українських виробників цукру на міжнародному рівні, а також будуть створені передумови для зниження вартості кінцевого продукту на внутрішньому ринку. Одним із шляхів досягнення такої мети виступає застосування таких технічних рішень під час виробництва сировини які забезпечать зниження затрат праці та енергоємність процесів виробництва. У статті розглянуто взаємодію очисника з голівкою коренеплоду цукрового буряка з метою дослідження динамічних показників очисника з урахуванням механічних властивостей тіла головки коренеплоду та залишків гички, а також їх геометричних розмірів. Межі допустимого навантаження з боку робочого органу очисника на головку коренеплоду виходячи з умов не пошкодження кореня, але руйнування залишків гички визначено розглянувши контактну задачу взаємодії поверхні очисника-голівка коренеплоду залишок гички. Для аналізу динаміки взаємодії, а саме визначення зусиль, що діють на поверхню коренеплоду та залишки гички, а отже і напружень на поверхні контакту очисника з коренем визначено кінематичні показники кінців лопатей та прутків очисника. Крім того, умови якості виконання процесу очищення голівок коренеплодів будуть залежати від кінематичного режиму роботи очисника, який забезпечить умову відсутності пропусків контакту лопать-поверхня голівки коренеплоду та забезпечить мінімальне пошкодження коренів за рахунок повторного контакту лопатей очисника з коренем. Отримано величину відношення переносної та кутової швидкостей очисника, яка забезпечує відсутність пропусків контакту лопатей очисника з головкою коренеплоду що є коефіцієнтом кінематичного режиму роботи ротаційного очисника з віссю обертання паралельною до напрямку переносної поступальної швидкості. Аналіз динамічних та кінематичних параметрів роботи очисника дозволяє вибрати раціональні параметри роботи машини виходячи з конструктивних особливостей робочих органів, агрофізичних властивостей контактуючих тіл та характеристик агрофону поля.

У статті запропонована конструкція механізму для добування сапропелів на малих площах та мілководних водоймах. Механізм дає змогу не розбавляти сапропель водою та піднімати із дна водойми поклади природної вологості. Цей механізм є простим у виготовленні та експлуатації, його вартість значно менша від аналогів, також механізм є надійним в роботі та мобільним. Добування сапропелів запропонованим механізмом покращує екологічні показники на місці добування, оскільки має низький коефіцієнт змулювання. Для розробки конструкції забірної частини механізму було проаналізовано рух частинки сапропелю при взаємодії її із лопаттю шнека. Теоретично виведено залежності для визначення траєкторії руху частинок сапропелю в забірній частині шнекового насоса. Запропоновано гвинт забірної частини механізму конструювати таким чином, щоб почергово розміщувати перервні лопаті з додатнім та від’ємним значенням кута нахилу лопаті до площини, яка перпендикулярна осі обертання шнека. Це дозволить більш інтенсивно подрібнювати злежаний нижній шар сапропелю. Визначено, що висота конічної забірної частини повинна бути в 2…3 рази більшою за висоту гвинта забірної частини. У такому випадку частинка сапропелю не зможе відбитися від лопаті та вийти із конічної частини, і, відповідно, не буде проходити процес змулювання в зоні добування.

В статті проведений аналіз особливостей роботи газової турбіни, як основного елемента газотурбінного двигуна (ГТД), в умовах дії високих робочих температур та тиску, розглянуто статистику характерних відмов і несправностей газових турбін, які знижують надійність роботи двигунів, та запропоновані альтернативні шляхи їх подолання. Розглянуто шляхи підвищення температури газів перед турбіною сучасних ГТД та деякі системи охолодження соплових апаратів та робочих лопаток турбін. Проаналізовані напрямки підвищення параметрів робочого процесу газових турбін з метою забезпечення безвідмовної роботи авіаційної техніки в процесі експлуатації.

Для регулювання та вимірювання обертів механізмів і двигунів у різних галузях машинобудування та приладобудування широкого розповсюдження набули відцентрові регулятори. Найбільш фундаментальними дослідженнями в даній галузі є праці Н.Є. Жуковського, І.О. Вишнеградського, А. Стодоли та ін. Подальший розвиток й удосконалення вивчення цього питання відображено в праці Л.М. Цукерника. Для вітроустановок Г.Х. Сабініним була запропонована схема відцентрового регулятора для флюгерного регулювання ГС-4, що була реалізована в ряді установок, а саме ВЭ-2, ВЭ-3, ВЭ-5. Дослідження подібних систем регулювання було проведено в КБ «Шторм» при НТУУ «КПІ», а в подальшому – в Інституті електродинаміки НАН України. В Інституті відновлюваної енергетики була запропонована удосконалена схема регулятора ГС-4 і відповідна математична модель, а саме був введений змінний кут між хордою лопаті та віссю моменту інерції відцентрових тягарців (у регуляторі ГС-4 він був постійний і становив 90°). Якщо на початку розвитку вітроенергетики технологічні можливості дозволяли отримати трапецієподібну форму лопаті без геометричного закруту хорди (або з незначним закрутом – до 4°…5°), то в математичних моделях було правомірним допущення, що направлення моменту інерції лопаті збігається з хордою лопаті. Сучасна тенденція отримання максимального коефіцієнта використання енергії вітру ротором вимагає виготовлення лопаті, реальний профіль якої максимально наближений до розрахункового. Тобто в сучасних лопатях використовують розширення лопаті від кінця до комеля в межах від 1:2 до 1:4 і закрут лопаті сягає 30°. Враховуючи все це, можна констатувати, що відхилення направлення моменту інерції лопаті від хорди лопаті може складати до 20°. Тому без урахування даного кута математичні моделі відцентрового регулятора не є достатньо досконалими. В даній роботі запропонована математична модель відцентрового регулятора ротора вітроустановки з урахуванням кута між вектором моменту інерції лопаті та її хордою, що дозволило отримати уточнений вираз для статичної характеристики регулятора, а також уточнити вирази для визначення параметрів відцентрового регулятора, які використовуються при його налаштуванні для отримання необхідних номінальних обертів ротора вітроустановки. Бібл. 11, рис. 1.

Наведені результати розрахунково-аналітичного та експериментального дослідження гідродинамічних аспектів блочно-модульного конструювання динамічних насосів, в цілому, і робочого процесу відцентрових та вільновихорових насосів, зокрема. При цитуванні документа, використовуйте посилання http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/31541

У дисертаційній роботі наведене нове вирішення наукової задачі, що полягає у підвищенні напору шнекових ступенів свердловинних насосів, яке досягається використанням розрізних лопатей робочих коліс. При цьому в робочому процесі ступеня має місце додатковий гідродинамічний фактор – швидкісна струмина, що витікає з зазору між рядами лопатей і чинить вплив на структуру течії в робочому колесі. На адекватних математичних моделях отримано картини течії в робочому колесі шнекового типу з розрізними лопатями, які дають можливість якісної оцінки розподілів швидкостей та тисків в ступені, що досліджується, а також визначення геометричних параметрів, що найбільш суттєво впливають на енергетичні характеристики ступеня. Експериментально встановлено оптимальні співвідношення основних геометричних параметрів, що дає можливість збільшити напір ступеня на 40% у порівнянні до вихідного при тому ж рівні економічності та технології виготовлення. Встановлено вплив окремих геометричних параметрів робочого колеса з розрізними лопатями на характеристики ступеня, що дає змогу проводити оптимізацію за різними параметрами в залежності від вимог, що висуваються. Доповнено та розширено методику інженерного розрахунку насосних ступенів шнекового типу з урахуванням особливостей робочого процесу шнекових коліс з розрізними лопатями. При цитуванні документа, використовуйте посилання http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/29806
В диссертационной работе решается важная научно-практическая задача повышения технического уровня скважинных насосов, предназначенных для добычи нефтесодержащих жидкостей. В связи с растущими объемами необходимой жидкости для систем поддержания пластового давления, обоснована необходимость использования осевых ступеней шнекового типа в качестве насосных ступеней погружных насосов. На основании обзора научно-технической информации для устранения основного недостатка таких ступеней (невысокие значения развиваемых ступенями напоров) определены возможные пути решения данной проблемы. В силу особенностей рабочего процесса шнековой ступени, рабочее колесо которой в развертке дает решетку прямых пластин, наиболее перспективным путем повышения напора представляется увеличение угла атаки на входе в рабочее колесо. Для предотвращения образования значительных отрывных зон на тыльной стороне лопасти (вследствие увеличенного угла атаки) рассмотрены возможные варианты влияния на пограничный слой в области отрыва. Малые размеры и многоступенчатость конструкции насоса делают невозможным влияние на зону отрыва потока путем введения энергии от внешнего источника. Пассивное управление пограничным слоем на тыльной стороне лопастей рабочего колеса шнековой ступени в составе многоступенчатого погружного насоса достигнуто за счет использования дополнительной лопастной решетки в рабочем колесе. Такое решение дает возможность увеличить разницу циркуляций входа и выхода рабочего колеса, поскольку в отличие от шнека постоянного шага в уравнении напора ступени помимо угла атаки добавляется разница углов установки первого и второго рядов лопастей. При этом в рабочем процессе ступени необходимо учитывать наличие дополнительного гидродинамического фактора – скоростной струи, которая вытекает из зазора между рядами лопастей и оказывает существенное влияние на структуру течения в рабочем колесе и, как следствие, на характеристики ступени в целом. На адекватных математических моделях получены картины течения в рабочем колесе шнекового типа с разрезными лопастями, дающие возможность качественно оценить поля распределения скоростей и давлений в исследуемой ступени, а так же определить геометрические параметры, оказывающие наиболее существенное влияние на энергетические характеристики ступени. Экспериментально установлены оптимальные соотношения основных геометрических параметров, дающие возможность увеличить напор ступени на 40% по отношению к исходному при том же уровне экономичности и технологичности изготовления. Установлено влияние отдельных геометрических параметров рабочего колеса с разрезными лопастями на характеристики ступени, что дает возможность проводить оптимизацию по различным параметрам в зависимости от предъявляемых требований. Дополнена и расширена методика инженерного расчета насосных ступеней шнекового типа с учетом особенностей рабочего процесса шнековых колес с разрезными лопастями. При цитировании документа, используйте ссылку http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/29806
The increase of the borehole pump screw-type stages’ head pressure has been achieved on the basis of the split-bladed screw being applied as an impeller. The obtained solution enables the impeller to increase the circulation difference between inlets and outlets so far as it adds the angular disparity between the first and the second row of blades to the incidence angle, as opposed to a fixed lead screw in the stage head pressure equation. With that the occurrence of an additional hydraulic factor is to be considered in the process of operation that is the occurrence of a high-speed jet which flows out of the gap between the rows of blades and exercises significant influence on the flow structure of the impeller and, as a result, the pump stage’s characteristics integrally. The patterns of flow in a screw-type split-bladed impeller have been obtained on the relevant numerical schemes so that the velocity and pressure distribution field patterns in the pump stage can be qualitatively evaluated. The geometrics exerting the most impact upon the energy characteristics of the stage can be identified as well. The main optimal correlated geometrics have been found experimentally which allows increasing the stage’s head pressure by 40 per cent as opposed to the initial one under the same affordability and manufacturability terms. The effect of the separate split-bladed impeller’s geometrics upon the stage’s characteristics has been ascertained which allows optimization in various directions according to definite requirements and specifications. The engineering methodology of the screw-type pump stages calculation considering the operation characteristics of the screw-type split-bladed impeller has been complemented and expanded. When you are citing the document, use the following link http://essuir.sumdu.edu.ua/handle/123456789/29806

Робота спрямована на подальший розвиток науково-методичного забезпечення розв’язання задачі підвищення енергетичної ефективності роботи насосної станції з насосами типу Д шляхом заміни їх робочих коліс на нові, спроектовані з наперед визначеною крутизною напірної характеристики. За результатами огляду науково-технічної інформації визначена та обґрунтована актуальність теми дисертаційної роботи, сформульовані її мета і задачі. Поставлену наукову задачу вирішено шляхом впливу на крутизну напірної характеристики насоса зміною ширини робочого колеса на виході. За результатами математичного моделювання робочого процесу робочих коліс насосів типу Д отримано картини течії у робочому колесі та визначено вплив зміни його ширини на виході на його напірні та енергетичні характеристики. Математична залежність крутизни напірної характеристики від ширини робочого колеса на виході отримана за умови незмінності інших геометричних розмірів елементів проточної частини насосів типу Д. На базі результатів проведеного дослідження уточнено математичну модель функціонування насосної станції з насосами типу Д при використанні ступеневого регулювання її подачі, яка комплексно враховує характеристику гідравлічної мережі, форму напірної характеристики насоса та спосіб регулювання подачі насосної станції. Існуюча методика розрахунку робочого колеса доповнена залежністю крутизни напірної характеристики від ширини робочого колеса на виході для проектування з наперед визначеною крутизною напірної характеристики, що дає можливість підвищення енергоефективності функціонування насосних агрегатів типу Д у складі насосних станцій.
Работа направлена на дальнейшее развитие научно-методического обеспечения решения задачи повышения энергетической эффективности работы насосной станции с насосами типа Д путем замены их рабочих колес на новые, спроектированные с предопределенной крутизной напорной характеристики. По результатам анализа научно-технической информации определена и обоснована актуальность темы диссертационной работы, сформулированы ее цели и задачи. Поставленную научную задачу решено путем воздействия на крутизну напорной характеристики насоса изменением ширины рабочего колеса на выходе. По результатам математического моделирования с использованием численных моделей получено картины течения в рабочем колесе и определено влияние изменения его ширины на выходе на его напорные и энергетические характеристики. Математическая зависимость крутизны напорной характеристики от ширины рабочего колеса на выходе получена при неизменности других геометрических размеров элементов проточной части насосов типа Д. Для колес насосов типа Д с ns = 85...160 впервые определен диапазон изменения крутизны напорной характеристики, которая достигается изменением ширины рабочего колеса на выходе, при отклонении показателей энергоэффективности функционирования насоса в пределах 5 % от их номинальных значений. Установлено, что с уменьшением относительной ширины b2/D2 исследуемых рабочих колес, функция характеристики мощности уменьшает скорость возрастания, а при некотором ее значении мощность начинает уменьшаться в диапазоне подач больших за расчетное значение На базе результатов проведенного исследования уточнено математическую модель функционирования насосной станции с насосами типа Д при использовании ступенчатого регулирования ее подачи, которая комплексно учитывает характеристику гидравлической сети, форму напорной характеристики насоса и способ регулирования подачи насосной станции. Существующая методика расчета рабочего колеса дополнена зависимостью крутизны напорной характеристики от ширины рабочего колеса на выходе для проектирования с предопределенной крутизной напорной характеристики, что предоставляет возможность повысить энергоэффективность функционирования насосных агрегатов типа Д в составе насосных станций.
The work is focused on the further scientific and methodological support development of the improving the energy efficiency of the pumping station with pumps of type D problem solving by replacing its impellers on the new ones, which are designed with predetermined slope of characteristic curve. According to the scientific and technical information analysis results, the dissertation theme relevance is determined and grounded, its goals and objectives are formulated. The assigned scientific task is solved by affecting on slope of characteristic curve changing impeller outlet width. According to the mathematical modeling results using numerical models, impeller flow patterns are developed and its width output changing effect on its pressure and power characteristics is determined. Slope of characteristic curve mathematical dependence on impeller outlet width is obtained using other type D pumps firm parts elements geometrical dimensions. For type D impellers with ns = 85...160 the slope of characteristic curve change range was firstly defined, which is achieved by impeller outlet width changing under pump operation energy efficiency rate deviation within 5 % from its nominal values. On the basis of the study results, the pumping station with type D pumps functioning mathematical model was refined, using its step control supply, which takes into account hydraulic network characteristics, characteristic curve form and the pump station supply regulating method. The existing impeller calculating method is complemented by slope of characteristic curve from impeller output width for engineering with predetermined slope of characteristic curve, which provides an opportunity to increase energy efficiency of type D pumping units functioning being a part of the pumping stations.

У кваліфікаційної роботі наведені: – методика профілювання просторових лопаток робочих коліс турбокомпресорів; – визначення параметрів, необхідних для розрахунку компресора; – варіантний розрахунок компресора; – розрахунок робочих коліс, збірної камери, ущільнення; – розрахунок на міцність основного диска робочого колеса. У розділі охорони праці виконаний аналіз небезпечних і шкідливих факторів , що вони мають місце гри експлуатації обладнання.
В квалификационной работе приведены: - методика профилирования пространственных лопаток рабочих колес турбокомпрессоров; - определение параметров, необходимых для расчета компрессора; - вариантный расчет компрессора; - расчет рабочих колес, сборной камеры, уплотнения; - расчет на прочность основного диска рабочего колеса. В разделе охраны труда выполнен анализ опасных и вредных факторов, они имеют место игры эксплуатации оборудования.
In the qualification work are given: - a technique for profiling spatial blades of impellers of turbocompressors; - determination of the parameters necessary for calculating the compressor; - variant calculation of the compressor; - calculation of impellers, prefabricated chamber, seals; - calculation of the strength of the main disk of the impeller. In the section of labor protection, an analysis of hazardous and harmful factors is carried out, they take place games of equipment operation.