Відцентрові насоси знайшли застосування в найрізноманітніших галузях промисловості й сільського господарства всіх країн світу. В зв'язку із широким використанням відцентрових насосів продовжують залишатися актуальними питання відпрацьовування їх конструктивних схем, які забезпечують високі показники довговічності та вібраційної надійності. Гідродинамічні сили в шпаринних ущільненнях насосів створюють істотний вплив на вібраційну активність ротора в цілому. Значні гідродинамічні сили в зазорах безконтактних ущільнень відцентрових насосів можуть привести до втрати динамічної стійкості ротора та автоколивань ротора (що неприпустимо), а також навпаки – суттєво знизити вібраційну активність ротора в ущільненнях. Теоретичні й експериментальні дослідження різних авторів дозволили встановити структуру гідродинамічних сил і визначити величини коефіцієнтів радіальних сил. Виникла потреба в подальших практичних дослідженнях, з метою отримання достовірної інформації щодо впливу геометричної форми ротора на його здатність до само центрування в ущільненнях при різних кутових швидкостях обертання, аж до втрати ротором динамічної стійкості. На спеціально створеному лабораторному експериментальному стенді авторами даної роботи були отримані амплітудні частотні характеристики (АЧХ) вимушених радіально – кутових коливань самоустановлювальних у щілинних ущільненнях роторів насосів циліндричної й дискової геометричних конфігурацій при різних перепадах тиску робочої рідини на ущільненнях. Також були отримані амплітудні частотні характеристики вимушених радіально – кутових коливань ротора із знешкодженням закрутки робочої рідини на вході в ущільнення. Отримані експериментальним шляхом АЧХ роторів дозволили визначити критичні кутові швидкості радіальних і кутових коливань роторів в ущільненнях, а також межі їх динамічної стійкості. По теоретичних формулах були розраховані кутові швидкості власних радіальних і кутових коливань ротора в ущільненнях, а також межі їх динамічної стійкості. Порівняння теоретичних і експериментальних величин вказує на їх гарний кількісний збіг. Зроблений висновок щодо вищої динамічної стабільності ротора дискової геометричної конфігурації в порівнянні із циліндричною конфігурацією. При проектуванні відцентрових насосів із самоустановлювальним у щілинних опорах – ущільненнях робочим колесом слід прагнути до дискової геометричної конфігурації робочого колеса.

Потужні енергетичні машини з внутрішнім гідроприводом у вигляді багатоступінчатої турбіни та насосної частини з розвиненою системою автоматичного розвантаження вісьової сили – це турбонасосні агрегати пластової рідини. При цьому економічна доцільність їх використання потребує досягнення високого коефіцієнта корисної дії (к.к.д.), головна складова якого створюється максимально можливим зовнішнім об’ємним к.к.д. за рахунок проектування статично стійкої системи вісьового автоматичного розвантаження з мінімально можливими витоками робочої рідини. Транспортування рідини до місця споживання супроводжується втратами енергії рідини, які зумовлені як внутрішніми, так і зовнішніми чинниками цього процесу. Значну частину цих втрат складають зовнішні механічні втрати. Ці втрати пропорційні третьому ступеню частоти обертання ротора ТНА. Реальні значення частот обертання сягають десяти тисяч обертів на хвилину, тому зовнішні механічні втрати можуть сягати десятків кіловат. Свій енергетичний внесок в значення загального к.к.д. дає як насосна, так і турбінна частини агрегата. Розрахунок загального к.к.д. турбонасосного агрегата доцільно вести методом послідовних наближень з виконанням необхідної умови балансу потужностей турбінної та насосної частин з урахуванням зовнішніх втрат енергії.

Гідродинамічні сили в шпаринних ущільненнях відцентрових насосів створюють істотний вплив на вібраційну активність ротора в цілому. Теоретичні й експериментальні дослідження різних авторів дозволили встановити структуру гідродинамічних сил і визначити величину коефіцієнтів радіальних сил. На спеціально створених лабораторних дослідних установках були отримані кількісні навантажувальні характеристики ротора в шпариннім ущільненні при різних перепадах тиску й значних кутах перекосу вісі ротора щодо вісі ущільнення. Також були проведені статичні експерименти із шпаринними ущільненнями різної довжини при сталому перепаді тиску рідини й фіксованому куті перекосу вісі ротора щодо вісі шпаринного ущільнення. Заданий кут перекосу отримувався внаслідок дії на ротор різних за величиною зовнішніх сил. Згідно теоретично отриманих формул були побудовані залежності коефіцієнта кутової жорсткості шпаринного ущільнення від перепаду тиску та довжини шпаринного ущільнення. Порівняння теоретичних та дослідно – розрахункових залежностей вказує на їхній гарний кількісний збіг.