книги / Насосы, компрессоры, вентиляторы

Окружные скорости и2 по условиям прочности для литых чугунных колес ограничены величиной около 40 м/сек, а для стальных колес — около 300 м/сек. В специальных конструкциях транспортных компрессо­ ров для колес из легированной стали и2 доходит до 500 м/сек. При та­ ких ограничениях теоретический напор центробежной машины для пода­ чи воды при чугунных колесах не превышает 50 м. При стальных коле­ сах могут быть достигнуты значи­

	тельно более высокие напоры.
	Аналогичные			соображения
	могут быть приведены и для газо­
	вых машин.
	Таким образом, напор, созда­
	ваемый	одним	колесом		центро­
	бежной	машины,		существенно
	ограничен прочностью				рабочего
	колеса. Кроме того, напор, созда­
	ваемый	одним	колесом		машины,	Рис. 3-18. Схема работы многоступенчатой
	ограничивается		необходимостью
						центробежной машины (г=7).
	работы при высоком к. п. д. и от­

сутствии кавитационных явлений.

В промышленных установках часто требуется создание высоких давлений жидкости или газа. В таких случаях одноступенчатые центро­ бежные машины оказываются недостаточными и их заменяют много­ ступенчатыми.

Многоступенчатая центробежная машина представляет собой ряд одноступенчатых машин, рабочие колеса которых сидят на общем валу и включены последова­

тельно.		Представление
о такой		машине дает
рис.	3-18.
При		последователь­
ном	включении		колес
напоры,		создаваемые
ими, складываются так,
что	полный напор ма­
шины		равен	сумме
напоров отдельных сту­
пеней. В большинстве
случаев при подаче не­
сжимаемых жидкостей
Рис. 3-19. Продольный и поперечный разрезы многосту­ геометрические			разме­

пенчатой	центробежной машины.	ры всех	ступеней оди­
ный напор такой	машины равен напору	наковы,	и поэтому пол­
		одной ступени, умноженно­

му на число ступеней машины. Часть продольного сечения многоступен­ чатой машины представлена на рис. 3-19.

Поток жидкости (газа) поступает через входную камеру 1 в рабо­ чее колесо 2 первой ступени машины, откуда, восприняв от лопаток некоторое количество энергии, он выбрасывается в направляющий аппа­ рат 3 этой ступени. Далее, обогнув диафрагму 4, отделяющую первую ступень от второй, поток проходит обратный направляющий аппарат 5 между первой и второй ступенями и поступает в рабочее колесо второй ступени. Из второй ступени поток направляется в третью и т. д. Обрат­ ный направляющий аппарат является характерным элементоммного­ ступенчатой центробежной машины.

При выходе из направляющего лопаточного устройства первой сту­ пени поток обладает значительными тангенциальными составляющими

.абсолютной скорости, т. е. он закручен относительно центра машины.

Если такой поток будет подведен к лопастям рабочего колеса второй ступени машины, то здесь он сможет получить приращение энергии, обу­ словленное лишь разностью окружных скоростей выхода.

Если же на пути между выходом из направляющего устройства пер­ вой ступени и входом в рабочее колесо второй ступени расположить лопаточное направляющее устройство, обеспечивающее радиальный вход в рабочее колесо второй ступени, то последнее будет работать столь же эффективно, как и рабочее колесо первой ступени, передавая жидкости удельную энергию, определяемую по выражению (3-8).

Назначение обратного направляющего аппарата заключается в устранении закручивания-потока с целью эффективной передачи энер­ гии потоку в последующей ступени машины.

Рис. 3-20. Схема работы		Рис. 3-21.	Схема работы	трехступен-
многопоточной	центробеж-	чатой	двухпоточной	машины,
ной машины	(z—4).

В центробежных машинах, предназначенных для подачи газов, стре­ мятся применить во всех ступенях одинаковые по форме рабочие ло­ патки. Это достигается изменением размеров сечений ступеней.

Напоры, создаваемые современными центробежными многоступен­ чатыми машинами, очень высоки; например, насосы, подающие воду, создают напор до 3 000 м вод. ст. Имеются насосы с числом ступеней до 30.

В последнее время нашли применение центробежные машины, в ко­ торых поток из ступени в ступень переходит по специальным трубопро­ водам. Такая конструкция в некоторых случаях оказывается более эко­ номичной, чем конструкция, приведенная на рис. 3-20.

В тех случаях, когда центробежная машина при заданном напоре должна обеспечивать такую производительность, что размеры проточ­ ной части (например, ширина лопасти Ь2 на выходе) окажутся конст­ руктивно неприемлемыми, применяют параллельное соединение рабочих колес. Принципиальная схема работы такой машины с четырьмя пото­ ками представлена на рис. 3-20.

При высоких напорах и больших производительностях находят при­ менение центробежные машины многопоточного типа со'ступенями дав­ ления. Такие машины состоят из двух или четырех групп ступеней дав­ ления. В каждой группе ступени включены последовательно с целью повышения напора, а группы ступеней включены параллельно. В каче­ стве примера соединения ступеней и групп в смешанном типе центро­ бежной машины на рис. 3-21 приведена схема работы трехступенчатой двухпоточной машины с симметричным расположением ступеней и их групп.

3-9. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ОСЕВОЙ СИЛЫ В ЦЕНТРОБЕЖНЫХ МАШИНАХ

В процессе работы колеса центробежной машины подвергаются действию поперечных (нормальных к оси машины) и осевых (парал­ лельных оси машины) сил. Поперечные силы вызываются несимметрич-

42

Рис. 3-22. Распределение осевых давлении по на­ ружным поверхностям колеса центробежной ма­ шины.

ностью подвода потока к рабочему колесу и отвода его в направляющий аппарат и, кроме того, наличием статической и динамической неурав­ новешенности ротора машины. При надлежащей конструкции подводя­ щей камеры и направляющих устройств поперечные силы, вызываемые несимметричностью потока, невелики. Статическая и динамическая не­ уравновешенность вызывается неточностью изготовления: несовпаде­ нием геометрических осей колес и вала, перекосом расточки посадочных отверстий колес, несимметричным расположением масс на рабочих ко­ лесах. Изготовление строго уравновешенных конструкций практически невозможно. Ротор центробежной машины, выходящий из сборки, всегда несколько неуравновешен.

Для предотвращения воз­ никновения поперечных сил, связанных с неуравнове­ шенностью, роторы центро­ бежных машин подвергают статической и динамической балансировкам. Поэтому по­ перечные силы, действую­ щие на ротор центробежной машины, хотя и проявляют­ ся, но незначительны и лег­ ко воспринимаются подшип­ никами машины.

Осевые силы в центро­ бежных машинах возникают в результате разных по ве­ личине и направлению дав­

лений, действующих на рабочие колеса с передней (обращенной к вса­ сыванию) и задней сторон. Кроме того, осевая сила возникает в резуль­ тате динамического действия потока, входящего в рабочие колеса.

В крупных многоступенчатых центробежных машинах осевые силы могут достигать нескольких десятков тонн.

Распределение осевых давлений на переднюю и заднюю поверхно­ сти рабочего колеса показано на рис. 3-22.

При вычислении осевых сил, действующих на криволинейные по­ верхности рабочего колеса, надо рассматривать проекции этих поверх­ ностей на плоскость, нормальную к геометрической оси машины. Это следует из основных положений гидростатики.

Пусть в полости входа в рабочее колесо давление равно р\. При на­ личии уплотнения а на входном диаметре колеса конечное давление р2 распространяется через зазоры в полости b и с перед и за колесом. Действительное осевое давление р в любой точке наружной поверхно­ сти колеса, лежащей на произвольном расстоянии от центра, является результатом действия двух давлений: р2 и р** создаваемого действием центробежной силы жидкости, вращающейся в полости между наруж­ ной поверхностью колеса и корпусом, т. е.

Р=Р2 + РШ.

(3-63)

Опытным путем доказано, что при отсутствии расхода через зазоры средняя угловая скорость вращения жидкости в полостях между поверх­ ностями вращающегося колеса и корпусом равна половине угловой ско­ рости рабочего колеса. На основании этого соображения можно вычислись величину давления рœ.

Выделим в полости с кольцевой объем жидкости с шириной, равной единице, и радиусами г и r+dr. При вращении этого кольцевого объ­ ема с угловой скоростью со/2 на внутренней цилиндрической поверхности

его под действием центробежной силы жидкости будет создаваться дав­ ление, райгое величине центробежной силы, деленной на величину внутренней цилиндрической поверхности кольца:

dP4 = p2w dr г.

Давление, обусловленное этой центробежной силой,

dP«= — Щ - = — <PîT rd/'«

(3-64)

Отрицательный знак у йрф указывает на то, что под влиянием цент­

робежной силы жидкости в цилиндрических сечениях полости с возникает разрежение.

Pa= — ^ P ^ - r d r = —	г2)-	(3-65)
Г
Из выражений (3-63) и (3-65) следует, что
P = pî — p'Ç (R l — r'-}.		(3-66)

Вследствие наличия гидравлического уплотнения при входе в коле­ со на окружности радиусом Ry внешние давления на рабочее колесо с передней и задней сторон его уравновешиваются. В пределах же от R0 до Ry давления на колесо не уравновешены, так как с передней сто­ роны действует давление всасывания pi, а с задней — давление р, рас­ пределенное по закону, выражаемому формулой (3-66). Очевидно, сила, обусловленная этими давлениями, действующими на колесо, равна:

„

Л > = Ç 2«г dr [а — р ^ (R2— г2)] — r-(Rl — R l)P i.

К

Интегрирование и алгебраические преобразования приводят последнее уравнение к виду:

Л>= * (R; -	К ) (р, - р , ) - ^	(*; - R\) х
х	\ R l - 0,5 (R ;~ R %	(3-67)

Поток в колесе радиальной центробежной машины изменяет на­ правление движения. Входя в осевом направлении, он покидает колесо, двигаясь в плоскостях, нормальных к оси машины, благодаря чему воз­ никает динамическое давление на колесо. Силу, обусловленную этим давлением, можно определить, применив уравнение количества дви­ жения:

Рднн* 1 — ^сек^о ÏÏlcQvP2COS “2"»
откуда
‘Рднн= pQ^o.	(3-68)

Направление действия силы Рщт соответствует направлению скоро­ сти Со входа в колесо машины.

44

Осевая сила, действующая на одно рабочее колесо центробежной машины, получается алгебраическим сложением сил Рр и Рдин:

Р ' осев = « ( R l -	R \) (P , -	Р г ) - %	£ - (R l -	R l) X
X [Rl -	0,5 (Rl -	R])] -	PQc0.	(3-69)

Как видно из выражения (3-69), осевая сила зависит от различных факторов. Основными из них являются: радиальные размеры колеса Rо и Ry, скорость вращения колеса и давление на выходе из колеса.

Величина осевой силы существенно зависит от режима работы цен­ тробежной машины. Осевая сила центробежной машины тем больше, чем менее она нагружена, т. е. чем меньше производительность маши-

Рис. 3-23. Колесо	центро­	Рис. 3-24. Многоступенчатая	машина
бежной машины	с дву­	с двусторонним симметричным	подво­
сторонним подводом.		дом.

ны, достигаемая дросселированием. Наивысшее значение осевой силы достигается на холостом ходу машины (полное закрытие регулирующего дросселя). Это объясняется отсутствием динамической осевой силы и по­ вышением р2 с уменьшением производительности машины.

Формула (3-69) относится к одной ступени центробежной машины. Если же центробежная машина состоит из i одинаковых ступеней дав­ ления, то осевая сила на роторе машины будет равна:

PoccB— iR'oceB*

(3-70)

В действительных условиях благодаря протечкам через уплотнения значения осевой силы несколько отличаются от вычисляемых по выра­ жениям (3-69) и (3-70).

Осевая сила в многоступенчатых машинах может достигать боль­ шой величины и восприятие ее упорными подшипниками при высоких числах оборотов вала затруднено. Только у машин малых размеров и при небольшом числе ступеней можно допустить восприятие осевой силы упорным подшипником.

а) Д в у с т о р о н н и й п о д в о д п о т о к а ж и д к о с т и в р а б о ­ ч е е колесо. Рабочее колесо с подводом потока жидкости с двух сто­ рон (рис. 3-23) не передает осевой силы на вал вследствие своей сим­ метрии. Колеса такого типа широко применяются в одноступенчатых центробежных машинах.

В многоступенчатых и многопоточных машинах с четным числом ра­ бочих колес можно разместить колеса одинаковыми группами с подво­ дом потока жидкости с разных сторон, как показано на рис. 3-24. В та­ ких случаях осевые силы, создаваемые обеими группами колес, одина­ ковы по величине, но различны по направлению и поэтому взаимно урав­ новешены. Такой способ уравновешивания осевой силы является одним

из лучших, так как он обеспечивает надежное и полное уравновешива­ ние без понижения к. п. д. машины. Для фиксирования ротора машины в осевом направлении и восприятия незначительных осевых сил, обу­ словленных недостаточно строгой симметрией ротора (влияние техноло­ гических и монтажных неточностей), в машинах такого типа устанавли­ вают легкий шариковый подпятник.

б) В ы р а в н и в а н и е д а в л е н и я с о б е и х с т о р о н р а б о ч е ­ го к оле с а . Из диаграммы распределения внешних давлений на колеса машины (см. рис. 3-22) следует, что осевая сила является результатом неравенства осевых давлений перед колесом и за ним в пределах радиу­ сов Ry и R B. Если на задней стенке колеса центробежной машины по окружности с радиусом Ry разместить уплотняющее цилиндрическое

Рис. 3-25. Уравновешивание	Рис. 3-26. Уравновешивание осевой
осей силы при помощи от­	силы при помощи разгрузочного
верстии в основном диске	диска (пяты).
рабочего колеса.

кольцо к, а в теле заднего диска близ ступицы колеса просверлить не­ сколько отверстий, то давления перед колесом (на'входе) и за ним будут уравновешены (рис. 3-25) и осевая сила будет вызываться только дина­ мической составляющей ее. Динамическое усилие на входе относительно невелико и может быть воспринято шариковым подпятником.

Отверстия в диске, сообщающие полости перед колесом и за ним, иногда заменяют соединительной трубкой небольшого диаметра, сооб­ щающей указанные полости. Такой способ уравновешивания удобен, прост и поэтому широко распространен.

К недостаткам описанного способа разгрузки следует отнести неко­

торое понижение объемного к. п. д. машины (за счет перетекания через
отверстия) и ухудшение структуры		потока при входе на рабочие лопа­
сти вследствие местных потоков через разгрузочные отверстия.
в)	Р а з г р у з о ч н ы й д и с к	( г и д р а в л и ч е с к а я п я т а ) . В кон­
струкциях	многоступенчатых центробежных машин уравновешивание

осевой силы можно осуществить при помощи специального диска, распо­ лагающегося за последней ступенью и называемого разгрузочным (рис. 3-26).

За последним колесом машины на валу жестко крепится разгрузоч­ ный диск (пята) Я. Давление р2 за последним рабочим колесом машины распространяется через радиальный зазор ôr и действует на диск, как это показано стрелками. В полости за диском поддерживается давление, приблизительно равное давлению р\ во всасывающей трубе насоса. Это достигается соединением полости А со всасывающей трубой машины отводящей трубкой Б. Ясно, что давление, близкое к pu может поддер­ живаться в полости А только при условии, что осевой зазор ба между диском и поверхностью кольцевого выступа корпуса достаточно мал по

сравнению с сечением отводящей трубки Б. В противном случае, т. е. когда размер ба увеличен и кольцевая щель шириной ба имеет малое гидравлическое сопротивление, давление в полости А возрастет и диск, находящийся под действием разности давлений р2—Pu будет создавать недостаточную осевую силу. При нормальных соотношениях между раз­ мерами ба, бг и диаметром отводящей трубки Б разгрузочный диск со­ здает осевую силу, прилагаемую к валу и направленную вправо, в точ­ ности равную осевой силе, создаваемой рабочими колесами. Для этого разгрузочный диск П должен иметь диаметр удовлетворяющий условию

Росев= -J- (Dl - Dl ) \{рл- тК) - {рг+ ТЛБ )1,	(3-71)
где hr— гидравлическое сопротивление радиального зазора	бг;
ЛБ — сопротивление перепускной трубки Б.

Такое уравновешивающее устройство’ обладает способностью авто­ регулирования. Действительно, если по какой-либо причине ротор ма­ шины вместе с диском сдвинулся из нормального положения вправо, то зазор ба увеличится, гидравлическое сопротивление его уменьшится, давление в полости В снизится, а в полости А возрастет. Уравновеши­ вающая сила на диске уменьшится, равновесие между осевой силой, со­ здаваемой рабочими колесами, и уравновешивающей силой, созданной диском, нарушится в пользу первой и ротор сдвинется влево, восстано­ вив нормальное значение зазора ба- В противоположном направлении протекает процесс при сдвиге ротора из нормального положения влево. Таким образом, правильно рассчитанный диск будет автоматически самоустанавливаться, обеспечивая соответствие между осевой и уравнове­ шивающей силами.

Конструктивное выполнение разгрузочного диска в воздушных цен­ тробежных машинах отличается от рассмотренного, хотя способ действия разгрузочного диска во всех случаях остается одним и тем же.

Уравновешивание с помощью разгрузочного диска нашло широкое применение в многоступенчатых машинах благодаря простоте, надежно­ сти и автоматичности действия. Крупным недостатком этого способа уравновешивания является увеличение утечек жидкости, вызывающее снижение к. п. д. машины.

В одноступенчатых машинах сказывается также влияние расхода мощности на преодоление потерь дискового трения. Поэтому в односту­ пенчатых машинах разгрузочный диск применяют редко.

3-10. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

Характеристиками центробежной машины называют графически изображенные следующие зависимости:

H = f(Q);		)
Nj, =	F(Q)	(3-72)
■n=	F(Q)l
я ст =	‘p (Q);
TJCT=0(Q ).		,

Если эти зависимости даны при n = const, то они являются характе­ ристиками при постоянном числе оборотов; если же они даны при п = = var, то их называют характеристиками при переменном числе обо­ ротов.

Наиболее важной характеристикой является зависимость между на­ пором и расходом.

Воспользуемся уравнением Эйлера Для получения теоретической характеристики напора:

Н т= - гЬ*и g

Из плана скоростей (см. рис. 3-2) следует, что

с2и = и2—c2rctg р2.

Кроме того, согласно уравнению неразрывности для выходного се­ чения рабочего колеса

Q—7lD2b2C2r

	и		Q
		°2Г~	nDtbt •
	Тогда
	С	— U —	c t g Ь о
	°2U	U*	nD.b, Ц?-

Подставив последнее выражение в уравнение Эйлера, получим:

Я т= («2- - ^ Ь . < э ) 3 - .

Выразим окружную скорость иг на выходе через диаметр рабочего ко­ леса и число оборотов его в виде:

и =	nD>n
2	60 •

Подставив это значение в последнее выражение, получим:

	„	(яРгп)2	п ctgpi n	(3-73)
	П т _ '	3 600g	60gbt ~ 4 -

Для центробежной машины с заданными геометрическими размерами при п = const

(ЯР;;'!)2	_	const;	££î£b_— F	const.
3 600g	—
На основании последних соотношений получим следующее уравне­
ние для характеристики:
		HT = C—EQ.		(3-74)

Это уравнение прямой линии; положение ее в координатной системе Q—Я при заданных значениях п, D2 и Ь2 зависит от угла р2.

При построении характеристики центробежной машины при п = = const предполагается изменение аргумента Q путем изменения откры­ тия запорного органа на выходном патрубке машины. Такой процесс называется дросселированием, а сами характеристики иногда называют дроссельными кривыми.

Независимо от формы рабочей лопасти, определяемой углом р2, теоретический напор при Q=0 (полное закрытие регулирующей задвиж­ ки) будет равен С и определится однозначно диаметром рабочего ко­ леса и числом его оборотов п (или окружной скоростью и2).

Так как при р2=я/2 величина ctgp2=0, то по уравнению (3-74) теоретический напор ЯТ = С= const и теоретическая характеристика ма­ шины получится в виде прямой, параллельной оси абсцисс (рис. 3-27).

Лопатки, отогнутые назад, характеризуются углом р2<я/2; при этом второй член уравнения (3-74) положителен и увеличение Q вызывает

снижение теоретического напора. Характеристика такой машины пред­ ставится наклонной линией, расположенной ниже характеристики ма­ шины с р2= я /2. Напротив, если машина имеет лопасти с р2>я/2 (ото-

Рис. 3-27. Теоретические характе-	Рис. 3-28. Теоретические характе­
ристики центробежной машины	ристики центробежных машин
при различных углах Рг.	с одинаковыми	Q и Нт при раз­
	личных	углах рг.

гнутые вперед), то второй член уравнения (3-74) отрицателен и возрас­ тание Q вызывает увеличение Нт. Теоретическая характеристика^ для такого случая располагается выше горизонтальной характеристики при р2 = я/2.

Из рис. 3-27 видно, что при заданном расходе теоретический напор

тем выше, чем больше рабочая лопасть отогнута вперед.

Достижение

заданных

теоретического

напора и производительности центробежной

зоо

машины при рабочих колесах с различными

«7

n=const

углами |32 требует различных окружных ско­

зноо

ростей на выходе

из рабочего

колеса

или

Ж О

при одинаковом диаметре колес различных

À

чисел оборотов. Это ясно из теоретических

1800

х

\

характеристик, показанных

на рис. 3-28.

Для получения заданного теоретическо­

го напора при одинаковом диаметре рабо­

1200

чих колес наименьшим числом оборотов

должно обладать колесо с лопатками, загну­

ц

тыми вперед, а наибольшим — колесо с ло­

600

но

патками, загнутыми назад.

20

30

50л/сек

По уравнению (3-74) можно выяснить

Рис. 3-29. Теоретические харак­

форму характеристики теоретической мощ­

теристики

мощности

при

раз­

ности центробежной машины. Умножив ле­

личных

значениях

угла

Рг.

вую и правую части уравнения

(3-74)

на

величину весового секундного расхода машины, получим:

NT=yQHT=yCQ—yEQ* = yQ(C—EQ).

(3-75)

Эта характеристика может быть представлена графически для раз­ личных значений р2 при постоянных значениях у, п, D2, Ь2.

На рис. 3-29 показаны теоретические характеристики мощности для углов р2= 20; 60 и 160° при у= 1000 кГ/м*у /г= 1 000 об/мин, JD2=0,5 м и Ь2= 0,03 м (центробежный насос).

3-11. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

а) О б щи е с о о б р а ж е н и я ; ф о р м ы д е й с т в и т е л ь н ы х х а ­ р а к т е р и с т и к при n=const. Действительный напор отличается от теоретического, выражаемого уравнением Эйлера, на величину потерь напора в проточной части машины.

При изменении расхода машины потери напора меняются, во-пер­ вых, вследствие изменения сопротивления проточной части, пропорцио­ нального квадрату средней скорости потока, и, во-вторых, по причине изменения направления скорости на входе в межлопастные каналы. По­ следнее обусловливает удар жидкости (газа) о входные кромки лопа­ стей и образование в потоке вихревых зон. В результате этого характе­ ристика действительного напора располагается ниже характеристики теоретического напора.

В зависимости от величины лопаточного угла (32 на выходе и кон­ структивных особенностей проточной части центробежной машины дей­ ствительная характеристика может иметь две основные типичные формы.

	u	â:
Рис. 3-30. Действительная харак­	Рис.	3-31. Действительная характе­
теристика при Рг>90°.		ристика при Р2 О О 0.

Характеристика, представленная на рис. 3-30, обычно получается при (32>90° и неудачных очертаниях проточной части машины. Особен­ ностью такой характеристики являются наличие максимума и, следова­ тельно, неоднозначность зависимости H =f(Q) для данной машины в пределах напоров от # х.х до # МаксМашины с характеристикой такого типа, как позднее будет показано, могут работать неустойчиво, само­ произвольно изменяя расход. Это является отрицательным свойством машины, и поэтому такой тип характеристики нежелателен.

Другая форма характеристики, представленная на рис. 3-31, свой­ ственна центробежным машинам с |32<90° при рациональной конструк­ ции проточной части. При этом зависимость H =f(Q) однозначна и ра­ бота машины может быть устойчивой при любых режимах.

Действительная характеристика мощности машины может быть по­ лучена из теоретических характеристик путем суммирования (при дан­ ных расходах) значений теоретической мощности и ее потерь. При этом характер зависимости мощности от расхода в основном сохранится: действительная мощность на валу машины будет возрастать с увеличе­ нием расхода. Однако вследствие неодинакового относительного влия­ ния потерь на полную мощность линии действительных мощностей откло­ нятся от линии теоретических мощностей; они представятся слегка изо­ гнутыми кривыми. Теоретическая мощность при расходе, равном нулю, также равна нулю. Действительная же мощность при Q = 0 (режим хо­ лостого хода) равна мощности холостого хода /Vx.x, затрачиваемой на покрытие потерь мощности в этом режиме. Потери мощности на холо­ стом ходу обусловлены циркуляционными потоками в проточной части машины и особенно в рабочем колесе ее, дисковым трением о жидкость (газ), механическим трением в сальниках и подшипниках машины. Все указанное приводит к форме характеристики действительной мощности, показанной на рис. 3-32.