ВЛИЯНИЕ ВИДА ОТВОДА И ЕГО РАСПОЛОЖЕНИЯ НА ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ И РАСЧЕТНЫЙ ДИАМЕТР ШНЕКОВОГО НАСОСА

УДК 621.22-253 doi: 10.18698/0536-1044-2023-1-76-84

Влияние вида отвода и его расположения на энергетические характеристики и расчетный диаметр шнекового насоса

С.В. Шоронов1'2, Р.В. Ромашко2, И.С. Казеннов1'2

1 Московский авиационный институт

2 АО «ОКБ «Кристалл»

Effect of the Outlet Type and Its Relative Position on Energy Characteristics and Design Diameter of the Inducer Pump

S.V. Shoronov1'2' R.V. Romashko2, I.S. Kazennov1'2

1 Moscow Aviation Institute

2 OKB Kristall JSC

Приведены результаты численного моделирования шнекового насоса с осевым и радиальным отводом при различном осевом положении в отводе. Показано влияние положения шнека и отвода на гидравлический коэффициент полезного действия, перепад давления, мощность и расчетный диаметр при изменении расхода. Актуальность работы обусловлена отсутствием единой теории расчета отдельно стоящих и предвключенных шнековых колес в авиационной и космической промышленности. Предпринята попытка рассмотреть и отдельно стоящие, и предвключенные шнеко-вые колеса, и показать влияние различной установки колеса на энергетические характеристики одного из авиационных шнеков. Исследование показало, что радиальный отвод и место установки шнека от отвода оказывают существенное влияние не только на расчетный диаметр колеса и энергические характеристики, но и на максимальный расход.

Ключевые слова: осевой насос, шнек, радиальный отвод, осевой отвод, расчетный диаметр шнека

Results of numerical simulation of the inducer pump with axial and radial outlet are presented for the different axial position in the outlet. Influence of the inducer and the outlet position on hydraulic efficiency, pressure drop, power and design diameter with a change in flow rate is shown. Relevance of the work is caused by the lack of a unified theory for calculating freestanding and upstream inducer wheels in the aviation and space industries. An attempt was made to examine both freestanding and upstream inducer wheels and to show the effect of different wheel positioning on energy characteristics of one of the aircraft in-ducers. The study demonstrated that the radial outlet and the inducer position from the outlet had significant impact not only on the calculated wheel diameter and its energy characteristics, but also on the maximum flow rate.

Keywords: axial pump, inducer, radial outlet, axial outlet, inducer calculated diameter

При разработке новых насосов в жидкостных ракетных двигателях (ЖРД) и авиационной промышленности для избежания кавитации

применяют шнековые предвключенные колеса, а иногда шнековые насосы являются отдельными ступенями, как в бустерных турбонасос-

ных агрегатах. Существуют конструкции бу-стерных турбонасосных агрегатов с установкой отвода в виде спрямляющих решеток на выходе из рабочего колеса (РК), со спиральным отводом, а также комбинированные [1].

Известно, что при установке осевого колеса — шнека внутри центробежного РК улучшаются кавитационные характеристики [2], но неизвестно, как при этом меняется течение потока рабочей жидкости (РЖ) в шнеке и, как следствие, его энергетические характеристики.

Цель работы — определение расчетного диаметра и энергетических характеристик отдельного шнекового насоса с радиальным отводом (РО) при разном осевом положении шнека относительно отвода и с установкой шнека в трубопроводе, а также сравнение расчетных диаметров, полученных по различным эмпирическим формулам с методом численного моделирования. Исследование проведено путем компьютерного численного моделирования в программном комплексе А^УБ CFX.

Постановка задачи и расчетные модели. Получение максимального напора и коэффициента полезного действия (КПД) осевого насоса является важнейшей задачей проектирования и оптимизации его конструкции. На напорную характеристику оказывают влияние многие факторы, в том числе геометрические параметры РК: наружный диаметр шнека Вш, диаметр втулки 4т, шаг шнека 5, густота решетки т, число лопаток г и др. Влиянию многих из этих параметров на напорную характеристику посвящено достаточно много работ, в частности [2-4].

Объектом исследования являлся шнек без радиального зазора между лопатками РК и корпусом с отводом, выполненным в виде радиального безлопаточного диффузора (БД) со спиральным сборником, или с осевым отводом (ОО). Схемы шнеков с РО и ОО приведены на рис. 1, где красными линиями обозначена вращающаяся часть модели, синими — стационарная.

Для изучения энергетических характеристик шнек устанавливали на различном расстоянии Х от входа в БД:

• шнек задвинут на всю ширину БД (X = 0); выход из РК — радиальный;

• шнек задвинут до середины ширины БД (X = 0,5Ьз); выход из РК — осерадиальный;

• шнек расположен на входе в БД (X = Ьз); выход из РК — осевой;

Рис. 1. Схемы шнеков с РО

• шнек отодвинут на расстояние одной ширины БД (X = 2Ьз).

Осевая длина и другие геометрические параметры шнека оставались постоянными.

Модель осевого насоса включает в себя четыре части: всасывающий патрубок, шнек, БД и спиральный отвод.

Параметры рабочего колеса

Количество лопаток г, шт........................2

Длина РК на среднем диаметре Ьш, м......... 0,0382

Густота решетки т...............................2

Относительный диаметр втулки йвт.......... 0,482

Диаметр шнека м........................ 0,057

Шаг решетки Б, м.............................0,04

Коэффициент диаметра шнека КВш.............6,95

Радиальный зазор шнека Д, м....................0

Параметры радиального отвода

Ширина входа в БД Ь3, м.................... 0,0133

Диаметр входа в БД В3, м.................... 0,057

Ширина выхода из БД Ь4, м................. 0,0065

Диаметр выхода из БД В4, м..................0,092

Параметры осевого отвода

Диаметр отвода Вотв, м.......................0,057

Диаметр втулки отвода Овт.отв, м............. 0,0275

Длина осевого отвода Ьотв, м..................0,285

Численное моделирование. Численное моделирование проведено путем решения осред-ненных по Рейнольдсу уравнений Навье —

Рис. 2. Сеточная модель проточной части насоса с РО в разрезе

Стокса в нестационарной постановке задачи с использованием модели турбулентности SST (Shear Stress Transport) без учета кавитации.

Для расчета построена сеточная модель с помощью программного обеспечения ANSYS Mesh. Часть сеточной модели проточной части в разрезе показана на рис. 2.

Размер элемента в домене шнека составлял 0,8 мм. Для разрешения пограничного слоя построен призматический слой, состоящий из десяти элементов, с высотой первого элемента 0,05 мм и скоростью роста 1,1.

Расчет на сеточную сходимость проведен для модели, в которой шнек расположен на входе в БД (X = bs). Для анализа сеточной сходимости выполнены расчеты при количестве ячеек сетки, равном 7,8; 6,1 и 5,2 млн.

Для расчетной области установлены следующие граничные условия:

• объемный расход РЖ Q = 2000...30 000 л/ч, который пересчитывался в массовый расход с учетом плотности РЖ;

• давление на входе — 1 ата;

• частота вращения — 8000 мин-1;

• плотность РЖ — 751 кг/м3;

• РЖ — JET-А;

• постановка задачи — гомогенная, без учета теплообмена.

Результаты расчета на сеточную сходимость — зависимости гидравлического КПД ^г, гидравлической мощности N шнека и перепада полного давления Ар* от объемного расхода РЖ Q насоса при разном количестве ячеек расчетной сетки — приведены на рис. 3.

Относительная погрешность интегральных параметров в расчетных точках не превышает 3 %. Среднее значение параметра у+ в сеточной модели составляет 25. Максимальное значение, равное 50, находится на периферии входной кромки РК, обусловленное особенностью геометрии.

Исходя из результатов расчета на сеточную сходимость, можно сделать вывод, что модель с количеством ячеек сетки ~6,1 млн является оптимальной.

Анализ результатов численного моделирования. Схемы расположения поверхностей замеров параметров на входе и выходе расчетной модели шнека приведены на рис. 4.

Перепад статического давления определяли по выражению

Ар = р2 - р1,

где р2 и р1 — статическое давление на выходе из шнека и на входе в него, Па.

Значения давления снимали с поверхностей, показанных на рис. 4.

Перепад полного давления для модели шнека с РО и расстоянием Х = Ь3 и Х = 2Ь3 вычисляли как

Ар*' =Ар + р

т..

C2 + C2 Л

2u 2z,

C

Е т,

где р — плотность РЖ, кг/м3; т, — массовый расход через 1-ю ячейку; С2и — окружная со-

ставляющая абсолютной скорости РЖ на выходе из шнека в г-й ячейке, м/с; С2ч — осевая скорость РЖ на выходе из шнека в г-й ячейке, м/с; С12 = У/Рвх = 4У/(кОш) — осевая скорость РЖ на входе в шнек, м/с.

15 е -10"3,л/ч

Мт, Вт

15 е-10"3,л/ч

Ар* -Ю-3, Па

300  " А

250 " А

200

150

100

50

2 4

6 8 10 12 14 е-10"3,л/ч в

Рис. 3. Зависимости гидравлических КПД г|г

в

Рис. 4. Схема расположения поверхностей для замеров параметров на входе (1) и выходе (2) расчетной модели шнека при различных вариантах отвода: а — РО, X = 0 и X = 0,5Ьз; б — РО, X = Ьз и X = 2Ьз; в — ОО

Перепад полного давления для модели шнека с РО и расстоянием X = 0 и X = 0,5Ьз определяли по формуле

( Г~*2 . г-^2 \

C2u¡ + C2r¡

ш, —г-1

Др* = Ар + р

С

2 тг

где С2гг — радиальная составляющая абсолютной скорости РЖ на выходе из шнека в г-й ячейке, м/с.

Гидравлическая мощность шнека

N г = МлЮ,

где Мл — момент лопаток шнека, Н-м; ю — угловая скорость вращения шнека, рад/с.

15 20 е-10 ,л/ч а

Др*10_3,Па

20 б-Ю^л/ч

25 Q - Ю-3, л/ч

Рис. 5. Зависимости гидравлических КПД г|г (а) и мощности М- (б), перепада полного давления Ар* (в) от объемного расхода РЖ Q для различных вариантов отвода: « — РО, X = 0; • — РО, X = 0,5Ь3; — РО, X = Ьэ; — РО, X = 2Ь3;  — ОО

Гидравлический КПД шнека = = АpQ

Лг Лг.к Лг.т ,

N г

где Лг.к — гидравлический КПД РК; Лг.т — КПД гидравлического торможения.

В результате проведения серии нестационарных расчетов получены энергетические характеристики, показанные на рис. 5.

Из рис. 5 видно, что чем глубже вдвинут шнек в БД, тем большими становятся напор, гидравлическая мощность и максимальный расход РЖ. Максимальные значения гидравлического КПД шнека получены при расстоянии Х = 0 и Х = 0,5Ь3.

При Х = 0 и Х = 0,5Ь3 уменьшается рабочая часть осевой длины, вследствие чего снижается густота периферийной части шнека, что может повлиять на кавитационные качества шнеково-го колеса.

Для каждого варианта расчета получена степень быстроходности насоса исходя из максимального гидравлического КПД шнека [5]:

ns ш = 193,3ю-

VQ

(Ар*)3/4

Результаты расчета степени быстроходности насоса nsш в точках максимального гидравлического КПД шнека ^г max приведены в табл. 1, где Qmax — максимальный расход РЖ.

Влияние положения шнека на расчетный диаметр. Для нахождения расчетного диаметра шнека при всех режимах использована формула, где из теоретического напора выведен Dv, а теоретический напор определен путем численного расчета [6]:

D =

0,5ю

H

т.апр

1 -

C2m ^

0,5roS

где Нт.апр — аппроксимированный теоретический напор, Дж/кг; С2т — осевая скорость, м/с; 5 — шаг решетки, м.

1

Таблица 1

Параметры насоса при максимальном гидравлическом КПД шнека и частоте вращения п = 8000 мин1 для различных вариантов отвода

Вариант отвода П ш ^г тах №, ВТ Ар, Па О, л/ч Отах, л/ч

РО, X = 0 321 0,783 812 102 543 22 600 37 510

РО, X = 0,5Ь 406 0,805 627 77 643 23 800 33 700

ОО 466 0,773 507 62 198 22 500 31 250

РО, X = Ь3 551 0,714 438 49 314 22 200 29 570

РО, X = 2Ь3 543 0,724 432 50 639 22 400 29 150

Теоретический напор РК и N

Н т = Ор.

Для аппроксимации теоретический напор был построен в зоне максимального гидравлического КПД шнека [7, 8, 11]. Пример аппроксимации теоретического напора для осевого отвода показан на рис. 6, где для аппроксимации использована зависимость

Н т =-1,125 -10-2 О + 3,631-102

с коэффициентом детерминации Я2 = = 9,984 -10-1.

Аналогичным образом был найден аппроксимированный теоретический напор Нтапр для других вариантов насоса. Результаты расчета Ар приведены на рис. 7.

Для всех вариантов отводов расчетный диаметр шнека максимален при нулевом расходе РЖ, который начинает уменьшаться с увеличением Ар. Расчетный диаметр незначительно меняется в диапазоне расхода РЖ О = 0... 20 000 л/ч характеристики гидравлического КПД, но резко падает при О > 20 000 л/ч.

Значения диаметра шнека при расходе РЖ с максимальным гидравлическим КПД, рассчитанные по выражению (1), сравнивали со значениями Ар , полученными по формулам других авторов (табл. 2):

Бр =

А,,2 + <

Бр =

л/3Аш2 + 4Т2

ар =

2

Аш +

ш 1 ^вт

2

[2, 3];

[6, 9-11]; [6, 12-14].

Формула (4) рекомендована к использованию при проектировании шнека для шнекоцен-тробежного насоса [6, 15]. Для насоса с ОО раз-

личие значений Ар, полученных по формулам (4) и (1), составило менее 1 %. Для вариантов насоса с РО при расстоянии X = 0,5&3, X = Ь3, X = 2Ь погрешность расчета Ар по формулам (2) и (3) равнялась 6.9 %.

Для насоса с РО и расстоянием X = 0 значения Ар , определенные по формулам (2) и (1), различались менее чем на 1 %. Для остальных

Ят; Нт аПр, Дж/кг

30 б-Ю^л/ч

Рис. 6. Расчетная Нт ( ) и аппроксимирующая апр ( ) зависимости теоретического напора

Нт

от объемного расхода РЖ О насоса с ОО

Ир 10 , м

25 QЛQr3,лJч

Рис. 7. Зависимости расчетного диаметра шнека Ар от расхода РЖ О насоса для различных

вариантов отвода: — РО, X = 0; . — РО, X = 0,5Ь3; — РО, X = Ь; . — РО, X = 2Ь3;  — ОО

2

Таблица 2

Значения расчетного диаметра шнека, определенные по формулам

Вариант Расчетный диаметр Вр, м

ОО 0,04183

РО, X = 0 0,04487

РО, X = 0,5Ь3 0,03842

РО, X = Ь3 0,03961

РО, X = 2Ь3 0,03957

0,04475 0,05124 0,04225

вариантов отвода различие растет, а значения расчетного диаметра шнека завышены.

Максимально завышенные значения Ор получены по формуле (3), погрешность составила 13...25 %.

Для уточнения полученных данных следует провести аналогичные расчеты на других шнеках с разными геометрическими параметрами, такими как другие втулочные отношения и густота решетки.

Выводы

1. Радиальный отвод и место установки шнека от отвода оказывают сильное влияние не только на расчетный диаметр и энергические характеристики шнека, но и на максимальный расход РЖ.

2. Если шнек вдвинут внутрь РО (Х < 0,5Ь3) и его выход является радиальным или осеради-альным, то напор и гидравлический КПД выше, чем при ОО. Если шнек работает как осевое колесо с РО (Х > Ь3), то напор и гидравлический КПД ниже, чем с ОО во всем диапазоне исследования.

3. Для определения расчетного диаметра шнеков с ОО и РО при X = 0,5Ь3, X = Ь3, X = 2Ь3 лучше подходит формула (4). Для варианта шнека с РО при X = 0 лучше всего подходит формула (2). Формула (3) не коррелирует с результатами расчетов.

4. Расчетный диаметр незначительно меняется в диапазоне расхода РЖ Q = 0.20 000 л/ч характеристики гидравлического КПД шнека, но резко падает при Q > 20 000 л/ч.

Литература

[1] Валюхов С.Г., Демьяненко Ю.В., Петров В.И. Высокооборотные лопастные оседиаго-

нальные насосы. Воронеж, Изд-во ВГУ, 1996. 264 с.

[2] Овсянников Б.В., Чебаевский В.Ф. Высокооборотные лопаточные насосы. Москва,

Машиностроение, 1975. 336 с.

[3] Петров В.И., Чебаевский В.Ф. Кавитация в высокооборотных лопастных насосах.

Москва, Машиностроение, 1982. 192 с.

[4] Чебаевский В.Ф., Петров В.И. Кавитационные характеристики высокооборотных

шнеко-центробежных насосов. Москва. Машиностроение. 1973. 152 с.

[5] Боровский Б.И., Кравчик Н.И., Толстиков Л.А. Гидравлический расчет шнекового бус-

терного насоса. Москва. МАИ. 1987. 52 с.

[6] Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных

ракетных двигателей. Москва. Машиностроение. 1979. 344 с.

[7] Михайлов А.К., Молюшенко В.В. Лопастные насосы. Теория, расчет и конструирова-

ние. Москва. Машиностроение. 1977. 288 с.

[8] Подвидз Л.Г., ред. Лабораторный курс гидравлики и насосов. Москва, Ленинград, Гос-

энергоиздат, 1961. 248 с.

[9] Миролюбов И.В. Расчет характеристик осевых преднасосов. Известия высших учебных

заведений МВО СССР, Москва, МАИ, 1959, с. 81-90.

[10] Кравчик Н.И. Лопаточные машины космических энергетических силовых установок. Москва. МАИ. 1979. 99 с.

[11] Заславский Г.М., ред. Авиационные центробежные насосные агрегаты. Москва. Машиностроение. 1967. 256 с.

[12] Иванов А.В. Расчет и профилирование шнекоцентробежного насоса турбонасосного агрегата ЖРД. Воронеж. ВГУ. 2010. 120 с.

[13] Леонтьев С.Н. Проектирование турбонасосного агрегата. Ч. 1. Расчет и проектиро-

вание шнекоцентробежного насоса. Москва. МГОУ. 2012. 97 с.

[14] Чванов В.К., ред. Проектный расчет геометрии и характеристик шнекового бустер-ного насоса ЖРД. Москва. МАИ. 2020. 52 с.

[15] Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей. Москва. Машиностроение. 1986. 376 с.

References

[1] Valyukhov S.G., Demyanenko Yu.V., Petrov V.I. Vysokooborotnye lopastnye osediagonalnye

nasosy [High-speed axial-diaphragm pumps]. Voronezh. Izd-vo VGU Publ., 1996. 264 p. (In Russ.).

[2] Ovsyannikov B.V., Chebaevskiy V.F. Vysokooborotnye lopatochnye nasosy [High-speed vane

pumps]. Moscow. Mashinostroenie Publ., 1975. 336 p. (In Russ.).

[3] Petrov V.I., Chebaevskiy V.F. Kavitatsiya v vysokooborotnykh lopastnykh nasosakh [Cavita-

tion in high-speed vane pumps]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1982. 192 p. (In Russ.).

[4] Chebaevskiy V.F., Petrov V.I. Kavitatsionnye kharakteristiki vysokooborotnykh shneko-

tsentrobezhnykh nasosov [Cavitation characteristics of high-speed screw centrifugal pumps]. Moscow. Mashinostroenie Publ., 1973. 152 p. (In Russ.).

[5] Borovskiy B.I., Kravchik N.I., Tolstikov L.A. Gidravlicheskiy raschet shnekovogo busternogo

nasosa [Hydraulic calculation of screw booster pumps]. Moscow. MAI Publ., 1987. 52 p. (In Russ.).

[6] Ovsyannikov B.V., Borovskiy B.I. Teoriya i raschet agregatovpitaniya zhidkostnykh raketnykh

dvigateley [Theory and calculation of power units for liquid rocket engines]. Moscow. Mashinostroenie Publ., 1979. 344 p. (In Russ.).

[7] Mikhaylov A.K., Molyushenko V.V. Lopastnye nasosy. Teoriya, raschet i konstruirovanie

[Vane pumps. Theory calculation and design]. Moscow. Mashinostroenie Publ., 1977. 288 p. (In Russ.).

[8] Podvidz L.G., ed. Laboratornyy kurs gidravliki i nasosov [Laboratory course of hydraulics and

pumps]. Moscow, Leningrad. Gosenergoizdat Publ., 1961. 248 p. (In Russ.).

[9] Mirolyubov I.V. Raschet kharakteristik osevykh prednasosov [Calculation of the characteris-

tics of axial pumps]. Izvestiya vysshikh uchebnykh zavedeniy MVO SSSR [Proceedings of higher educational institutions of the USSR ministry of defense]. Moscow, MAI Publ., 1959, pp. 81-90. (In Russ.).

[10] Kravchik N.I. Lopatochnye mashiny kosmicheskikh energeticheskikh silovykh ustanovok

[Blade machines of space power plants]. Moscow. MAI Publ., 1979. 99 p. (In Russ.).

[11] Zaslavskiy G.M., ed. Aviatsionnye tsentrobezhnye nasosnye agregaty [Aviation centrifugal pump units]. Moscow. Mashinostroenie Publ., 1967. 256 p. (In Russ.).

[12] Ivanov A.V. Raschet i profilirovanie shnekotsentrobezhnogo nasosa turbonasosnogo agregata ZhRD [Calculation and profiling of the auger centrifugal pump of the turbo-pump unit of the liquid rocket engine]. Voronezh. VGU Publ., 2010. 120 p. (In Russ.).

[13] Leontyev S.N. Proektirovanie turbonasosnogo agregata. Ch. 1. Raschet i proektirovanie shnekotsentrobezhnogo nasosa [Design of a turbo-pump unit. P. 1. Calculation and design of a screw centrifugal pump]. Moscow. MGOU Publ., 2012. 97 p. (In Russ.).

[14] Chvanov V.K., ed. Proektnyy raschet geometrii i kharakteristik shnekovogo busternogo nasosa ZhRD [Design calculation of geometry and characteristics of the propeller booster pump of a liquid propulsion system]. Moscow. MAI Publ., 2020. 52 p. (In Russ.).

[15] Ovsyannikov B.V., Borovskiy B.I. Teoriya i raschet agregatov pitaniya zhidkostnykh raketnykh dvigateley [Theory and calculation of ]. Moscow. Mashinostroenie Publ., 1986. 376 p. (In Russ.).

Статья поступила в редакцию 01.12.2022

Информация об авторах

ШОРОНОВ Сергей Валерьевич — аспирант кафедры 202. Московский авиационный институт (национальный исследовательский университет); инженер проектировщик второй категории. АО «ОКБ «Кристалл» (111024, Москва, Российская Федерация, пр. Энтузиастов, д. 15, к. 67, e-mail: shoronov-97@yandex.ru).

Information about the authors

SHORONOV Sergey Valeryevich — Postgraduate, Department 202. Moscow Aviation Institute (National Research University); Design Engineer of the 2nd category. OKB Kristall JSC (111024, Moscow, Russian Federation, Entuziastov Ave., Bldg. 15, Block 67, e-mail: shoronov-97@yandex.ru).

РОМАШКО Роман Витальевич — инженер. АО «ОКБ «Кристалл» (111024, Москва, Российская Федерация, пр. Энтузиастов, д. 15, к. 67, e-mail: roma.romashko2015@yandex.ru).

ROMASHKO Roman Vitalevich — Engineer. OKB Kristall JSC (111024, Moscow, Russian Federation, Entuziastov Ave., Bldg. 15, Block 67, e-mail: roma.romashko2015@yandex.ru).

КАЗЕННОВ Иван Сергеевич — старший преподаватель кафедры 202. Московский авиационный институт (национальный исследовательский университет); начальник расчетно-исследовательского отдела. АО «ОКБ «Кристалл» (111024, Москва, Российская Федерация, пр. Энтузиастов, д. 15, к. 67, e-mail: kazyonnov.ivan@gmail.com).

KAZENNOV Ivan Sergeevich — Senior Lecturer, Department 202. Moscow Aviation Institute (National Research University); Head of the Department of JSC OKB Kristall (111024, Moscow, Russian Federation, Entuziastov Ave., Bldg. 15, Block 67, e-mail: kazyonnov.ivan@gmail.com).

Просьба ссылаться на эту статью следующим образом: Шоронов С.В., Ромашко Р.В., Казеннов И.С. Влияние вида отвода и его расположения на энергетические характеристики и расчетный диаметр шнекового насоса. Известия высших учебных заведений. Машиностроение, 2023, № 1, с. 76-84, doi: 10.18698/0536-1044-2023-1-76-84

Please cite this article in English as: Shoronov S.V., Romashko R.V., Kazennov I.S. Effect of the Outlet Type and Its Relative Position on Energy Characteristics and Design Diameter of the Inducer Pump. BMSTU Journal of Mechanical Engineering, 2023, no. 1, pp. 7684, doi: 10.18698/0536-1044-2023-1-76-84

Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана предлагает читателям учебное пособие под редакцией И.В. Балабина

«Механика колеса мобильной машины»

Авторы: И.В. Балабин, И.С. Чабунин

Представлены основные этапы развития колес мобильных машин. Рассмотрены устройство колеса и пневматической шины, вопросы кинематики и динамики колеса в сборе с шиной, даны основные расчетные зависимости для определения напряженного состояния их элементов. Приведены варианты конструкций вентилей и удлинителей для шин. Описаны методы испытаний колес и шин.

Для студентов, обучающихся по направлению подготовки 23.04.02 «Наземные транспортно-технологические комплексы», магистерская программа «Колесные машины», дисциплина «Механика колеса мобильной машины».

По вопросам приобретения обращайтесь:

105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д. 5, к. 1. Тел.: +7 499 263-60-45, факс: +7 499 261-45-97; press@bmstu.ru; https://bmstu.press