Для упрощенных расчетов теоретической мощности насоса может быть использована приведенная на фиг. 32 номограмма.
Фиг. 33.
а) V = 2.6 емЧеек; п = 500 об/мин.; р = 0,5 кГ/см; б) v = 2,6 см/сек; р = 5 кГ/см; Рд = 0,5 кГ/см; в) п = 500 об/мин.; р = 5 кГ/см; р = 0,5 кГ/см.
На фиг. 33 изображены кривые (полученные экспериментально) баланса мощности шестеренного насоса, построенные в функции давления нагнетания (а), числа оборотов (б) и вязкости жидкости (в).
Как показывают кривые, полученные при определенных условиях испытаний, основной составляющей потерь мощности в насосе .•-..1 « , 75
являются потери на вязкостное трение смещающихся слоев жидкости, находящейся в торцовых и периферийных зазорах. Эти потери не зависят от давления (фиг. 33, а). При больших значениях давления нагнетания станет сказываться составляющая потерь трения в периферийном зазоре, зависящая от давления. Потери мощности, определяемые утечками жидкости ANy, являются функцией только давления. Потери скоростного напора АЛ„ не зависят ни от давления, ни от вязкости и являются лишь функцией скорости вращения п (число оборотов). Потери мощности на трение в уплотнении АЛуп также являются только функцией скорости вращения роторов. Подшипники скольжения насоса при экспериментировании работали в условиях жидкостного трения, чем и объясняется малая зависимость величины потерь AN„gg от значений давления. Большее влияние на величину потерь в подшипнике оказывает изменение числа оборотов п. , > 4 - i
