Улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей оптимизацией газодинамических, геометрических и режимных параметров тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.02, доктор технических наук Боровиков, Александр Владимирович

• Боровиков, Александр Владимирович
• доктор технических наук
• 2005

Оглавление диссертации доктор технических наук Боровиков, Александр Владимирович

ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ.

ВВЕДЕНИЕ.

Ф 1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРЫ, ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.

2. РАСЧЕТНО-МЕТОДИЧЕСКИЙ КОМПЛЕКС ДЛЯ ОПТИМИЗАЦИИ И ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПРОТОЧНЫХ ЧАСТЕЙ КОМПРЕССОРОВ ТУРБОНАДДУВА ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ.

2.1. Физическая модель течения и потерь в проточной части компрессора.

2.2. Методика параметрической оптимизации ступени.

2.3. Расчетная модель течения в осерадиальном полуоткрытом колесе.

2.4. Расчетная модель течения в диффузоре.

2.5. Методика расчета потерь в элементах проточной части компрессора.

2.6. Методика расчета коэффициента теоретического

НАПОРА ОСЕРАДИАЛЫ-ЮГО ПОЛУОТКРЫТОГО КОЛЕСА.

2.7. Методика расчета характеристики лопаточного диффузора по задаваемому экспериментальному входному профилю скорости.

3. МЕТОДИКА КОМПЛЕКСНОГО ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ КОМПРЕССОРОВ ТУРБОНАДДУВА ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ.

3.1. Методика модельного эксперимента.

3.1.1. Описание экспериментальной установки.

3.1.2. Измерительная аппаратура.

3.1.3. Контрольные сечения, схемы замеров и измеряемые параметры.

3.1.4. Результаты наладочных испытаний.

3.1.5. Осреднение параметров.

3.1.6. Обработка экспериментальных данных.

3.1.7. Оценка погрешностей результатов экспериментальных исследований.[

3.2. Методика визуализации течений в лопаточных элементах компрессора.[

Ф 3.3. Методика экспериментального исследования нестационарных процессов в лопаточном диффузоре.

3.4. Методика стендовых испытаний промышленных образцов.

4. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ ТЕЧЕНИЙ f В ОСЕРАДИАЛЬНОМ ПОЛУОТКРЫТОМ РАБОЧЕМ КОЛЕСЕ.

4.1. Влияние формы лопаточной решетки рабочего колеса на ее аэродинамическое совершенство. ф 4.2. Влияние газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность рабочего колеса.

4.3. Влияние на характеристики рабочего колеса осевого зазора с корпусом.

5. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ СТУПЕНИ КОМПРЕССОРА ТУРБОНАДДУВА ТРАНСПОРТНОГО ДИЗЕЛЯ

С БЕЗЛОПАТОЧНЫМ ДИФФУЗОРОМ.

5.1. Характеристики безлопаточных диффузоров.

5.2. Характеристики ступеней с безлопаточными диффузорами.

5.3. Атлас характеристик двухзвенных модельных компрессорных ступеней турбонаддува транспортных дизелей с безлопаточными диффузорами.

6. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ СТУПЕНИ КОМПРЕССОРА ТУРБОНАДДУВА ТРАНСПОРТНОГО ДИЗЕЛЯ

С ЛОПАТОЧНЫМ ДИФФУЗОРОМ.

6.1. Влияние газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность лопаточного диффузора.

6.2. влияние параметров на эффективность лопаточного диффузора в условиях работы транспортного дизеля на неноминальном режиме.

6.3. Результаты исследования нестационарных процессов в лопаточном диффузоре.

7. РЕЗУЛЬТАТЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПРОМЫШЛЕННЫХ

ОБРАЗЦОВ КОМПРЕССОРОВ ТУРБОНАДДУВА

ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ.

7.1. Методика проектирования проточной части компрессора.

7.2. Технология изготовления пространственного осерадиального полуоткрытого рабочего колеса на многокоординатном фрезерном станке типа КМЦ-600-13.

7.3. Достигнутое улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей оптимизацией газодинамических, геометрических и режимных параметров»

Основой для развития производства в сегодняшней России является интенсивное внедрение в отрасли хозяйства новых технологий получения конкурентоспособной продукции, средств транспорта, автоматизации и механизации, в том числе оснащенных современными дизельными двигателями, составляющими по мощности основу парка агрегатов внутреннего сгорания. Вследствие этого вопрос повышения их технико-экономического уровня имеет важное хозяйственное значение, решением которого заняты профильные научно-исследовательские и конструкторские организации, промышленные предприятия [16, 17, 18, 37, 42, 57, 73, 91, 98, 101, 155].

Самую многочисленную группу в номенклатуре выпускаемых дизелей составляют транспортные, к которым относят сегодня автотракторные, тепловозные и судовые дизели. Это обусловлено, прежде всего, развитием российской и мировой хозяйственных инфраструктур. Так, строительство портовых терминалов и транспортных сетей требует кроме магистральных тепловозов большого числа маневровых, кроме морских судов - судов нового класса «река-море». Поэтому требования, предъявляемые к автотракторным дизелям и заключающиеся в обеспечении эффективной работы на нерасчетных режимах, распространяются и на дизели вышеперечисленных транспортных средств. Кроме того, согласно исследованиям Государственного НИИ промышленных тракторов [16], в настоящее время большинство фирм выпускает дизели универсального назначения, т.е. дизели, которые после небольших конструктивных изменений и регулировок можно устанавливать на промышленные и сельскохозяйственные тракторы, грузовые автомобили, автобусы, грейдеры и другие дорожно-строительные машины, использовать в качестве судовых и промышленных.

Достигнутый к настоящему времени мировой уровень развития конструкций тракторных дизелей и дизелей универсального назначения характеризуется высокими показателями ресурса, низкой удельной массой

2,3.2,5кг/кВт), максимальным эффективным к.п.д. (0,46.0,48), минимальным удельным расходом топлива (205-215г/кВт-ч). Отечественные двигатели [16] (Д-180, В-31М2, В-35ИН и др.) отстают от зарубежных аналогов по основным параметрам, характеризующим технический уровень: частота вращения меньше в 1,43. 1,68 раза; литраж больше в 1,31.2,66 раза; литровая мощность меньше в 1,31. .2,36 раза.

Одним из основных направлений, позволяющих форсировать транспортные дизели, увеличить их удельную мощность, обеспечить комплексное повышение показателей технического уровня (топливная экономичность, компактность, надежность, экологические качества) является высокоэффективный турбонаддув. Во второй половине XX века, в период интенсивного внедрения турбонаддува в конструкцию транспортного дизеля рост степени повышения давления ограничивался значениями %к <2,7 из-за опасности снижения индикаторного к.п.д. двигателя т],, либо чрезмерного увеличения максимального давления цикла с ухудшением приемистости на нерасчетных режимах. В последние годы произошла значительная диверсификация конструктивных и технологических решений, способствующих совершенствованию рабочего процесса в самом дизеле. Современные транспортные дизели при высоком турбонаддуве имеют высокий индикаторный к.п.д., хорошую приемистость на нерасчетных режимах. Максимальное давление цикла возросло до Pz=15 МПа. Сегодня, при гармоничности работы всех агрегатов транспортного дизеля, остро обозначена проблема повышения экономичности турбокомпрессора (прежде всего повышение эффективности работы компрессора) при одновременных требованиях к снижению массогабаритных параметров, повышению надежности и экологической безопасности [38, 40, 65, 82, 83, 89, 93, 101, 103, 106]. Под повышением эффективности работы компрессора следует понимать, прежде всего, повышение его к.п.д., пологость протекания нагрузочных характеристик и равномерность подачи рабочего тела в цилиндры дизеля.

Известно, что снижение к.п.д. компрессора г)к при условии обеспечения требуемого давления наддува Рк приводит к необходимости повышения давления перед турбиной Рт, а это ухудшает продувку камер сгорания цилиндров дизеля и ведет к снижению коэффициента наполнения riv. К.п.д. компрессора во многом определяет топливную экономичность транспортного дизеля. Исследование НАМИ показывает, что рост к.п.д. турбокомпрессора определяет снижение затрат на совершение насосных ходов транспортного дизеля и значительно повышает его топливную экономичность (рис. В.1) [162].

Повышение к.п.д. турбокомпрессора, как указывалось выше, определяет положительный перепад давлений Рк/Рт, снижение температуры рабочего тела на выходе компрессора (в совокупности с отводом теплоты в холодильнике) и снижение в результате температуры выпускных газов. В современных транспортных дизелях температура выпускных газов снижена от значения Тг=1000° К до Тг < 850° К. Это позволяет значительно повысить надежность всей цилиндропоршиевой группы дизеля.

С максимальной температурой рабочего процесса в двигателе связана токсичность отработавших газов [13, 27, 28, 59, 84, 85, 117, 149, 162]. Из различных ее компонентов канцерогенными и, одновременно, трудно нейтрализуемыми являются, окислы азота, формирующиеся в основном в зонах максимальных температур рабочего цикла. Высокоэффективный турбонаддув позволяет снизить максимальную температуру цикла путем увеличения коэффициента избытка воздуха се, охлаждения наддувочного воздуха, интенсификации турбулизации заряда, повышения дисперсности распыливания топлива, улучшения смесеобразования. Исследования НАМИ показывают, что турбонаддув, способствуя повышению как % так и интенсификации сгорания, может рассматриваться как средство не только уменьшения дымности, но и снижения содержания токсичных выбросов. Видимая дымность отработавших газов является лишь одним проявлением этих выбросов, не имеющих прямой корреляции с суммарным содержанием в отработавших газах несго-ревшего углерода. Частицы последнего аккумулируют многочисленные про

А$е,г/(кВт-ч)

10 8 6 г ч- б 8. w А1тк;/о

Рис. В.1. Обобщенная зависимость влияния к.п.д. турбокомпрессора на удельный расход топлива транспортных дизелей при номинальном режиме [162].

Рис. В.2. Зависимость необходимого уровня к.п.д. турбокомпрессора от степени наддува [123]. дукты неполного окисления и полимеризации топлива, являющиеся канцерогенными. Поэтому в основных мероприятиях, обеспечивающим дизельным автотракторным двигателям выполнение международных требований по токсичности (Евро-2,3,4), определенных постановлением Госстандарта РФ от 26.05.1999г. №184, оптимизации турбонаддува отведено ведущее место: 1 -топливная аппаратура; 2 - камера сгорания; 3 - система газораспределения; 4 - турбонаддув; 5 - цилиндропоршневая группа; 6 - система рециркуляции ОГ; 7 - система регулирования степени сжатия; 8 - топливо; 9 - система нейтрализации ОГ,

Другим важным требованием для современного турбокомпрессора, кроме высокого к.п.д., является пологость нагрузочной характеристики и малая чувствительность к числу Маха, т.к. эффективность работы транспортного дизеля во многом зависит от того, в какой мере турбокомпрессор обеспечивает воздухом двигатель на низких скоростных и нерасчетных режимах работы. Данный процесс обеспечивается слаженной работой нескольких агрегатов дизеля [5, 20, 22, 78, 81, 99, 111, 116, 119, 121]. Прежде всего, приспособляемость транспортного дизеля на нерасчетных режимах осуществляется регулированием турбины турбокомпрессора и гидравлической оптимизацией цикловой подачи топлива. Высокоэффективная работа компрессора на нерасчетных режимах обеспечивается оптимизацией лопаточных решеток элементов проточной части, взаимодействием элементов между собою и оптимизацией контура самой проточной части.

Высокоэффективная работа транспортного дизеля во многом зависит от равномерности подачи рабочего тела в цилиндры двигателя. Известно, что аэродинамические процессы в системе компрессор-двигатель формируются в условиях интенсивного подвода энергии возмущений потока. В широко распространенных, особенно в России, восьмицилиндровых транспортных дизелях возмущения отбора воздуха в цилиндры имеют «аритмичный характер». Исследования НАМИ, ЦНИДИ, ГосНИИПТ и др. показывают, что неравномерность зарядов по цилиндрам может достигать 10%. Среди негативных последствий дайной неравномерности наряду со снижением топливной экономичности могут быть отмечены теплонапряженности деталей отдельных цилиндров, повышение токсичности, связанное с ростом температур рабочего тела в них, увеличение содержания углерода, дымности отработавших газов. Последнее обусловлено тем, что уменьшение зарядов тех или иных цилиндров при равномерной подаче топлива приводит к локальному снижению коэффициента наполнения а, вызывающему рост дымности газов, вытесняемых из соответствующих цилиндров. Для уменьшения последствий пульсаций рабочего тела на входе в цилиндры используют различные конструктивные решения, которые дают определенный эффект, но не устраняют саму причину. Поэтому требования к высокоэффективному компрессору турбонаддува транспортного дизеля, как источнику возмущений заключается в разработке конструкций проточной части с наименьшей степенью нестанционарности течения и недопущении вращающегося срыва на режимах нерасчетной работы.

В решении вышеобозначенных проблем, являющихся значительными хозяйственными проблемами, ввиду массового производства исследуемых объектов, принимают активное участие непосредственные разработчики новых конструкций транспортных дизелей - российские отраслевые НИИ и КБ, такие как НАМИ, НАТИ, ЦНИДИ, ЦНИИМ, НИИД, Гос. НИИПТ и др., высшие учебные заведения, такие как СПбГПИ, СПбГАУ, МВТУ, ЮуРГУ и др. Поскольку базовым специализированным агрегатом дизелей с турбонад-дувом является турбокомпрессор, то при его отработке используются результаты исследований лопаточных машин с учетом транспортной эксплуатации отраслей авиастроения, тепловозостроения, судостроения и общекомпрессорного машиностроения. Огромный вклад в разработку конструкций турбокомпрессоров наддува транспортных дизелей, научные исследования и производство вносят российские предприятия: СКБТ (Пенза), Турбомоторный завод (Екатеринбург), Турботехника (Протвино), ЧТЗ (Челябинск), КамАЗ (Набережные Челны), ЯМЗ (Ярославль), и др. и зарубежные фирмы: Asea

Brown Boveri (Швейцария), MAN, SKL, KKK, KBB (ФРГ), Burmeister Wain (Дания) Pielstick (Франция), Wartsila Vassa (Финляндия), Mitsubishi (Япония), Napier, Holset, Schwitzer (Великобритания), Elliott, Garrett (США) и другие.

Производство турбокомпрессоров, в том числе для наддува транспортных дизелей, в промышленно развитых странах характеризуется высокой ориентированностью на внешний рынок. Экспорт от общего объема в США и Великобритании составляет 30.40%, во Франции 35.40%, в ФРГ 60.70%. [132]. Сегодняшняя ситуация на рынке характеризуется обострением конкурентной борьбы и интенсивным совершенствованием продукции. За последнее десятилетие исчезли с рынка бывшие гиганты турбокомпрессорострое-ния Clark, Worthington, Joy и др., уступив место новым фирмам, более динамично реагирующим на новые требования. Сегодня длительность цикла: исследования - разработка - внедрение составляет для турбокомпрессоров с абсолютной принципиальной новизной - 12. 13 лет; с относительной принципиальной новизной (с новизной для данной фирмы при наличии принципиальных аналогов у других) - 6.5 лет, обновление моделей без внесения существенных изменений в конструкцию - 5 лет; выпуск типоразмеров и модификаций в рамках поля параметров - 1. .2 года.

По основным технико-экономическим характеристикам отечественные турбокомпрессоры наддува дизелей, так же как и характеристики самих дизелей [16, 123], еще отстают от зарубежных аналогов (рис. В.З). Рост давления наддува и к.п.д. (рис. В.2) ограничивается с одной стороны отсутствием современных технологий, с другой стороны ограниченным числом глубоких научных проработок, рекомендаций и обобщений. На рис. В.4 показана для примера характеристика серийно выпускаемого компрессора турбонаддува транспортного дизеля ТКР-23Н-2Б [153]. Видно, что резервы для повышения напорности и экономичности турбокомпрессора значительны.

В связи с вышеизложенным цель настоящей работы заключается в разработке усовершенствованных методов расчета и проектирования центробежных ступеней компрессоров турбонаддува транспортных дизелей с осе

Рис. В.З. Сравнительный уровень эффективности выпускаемых турбокомпрессоров [123].

15

Рис. В.4. Характеристика турбокомпрессора ТКР-23-Н-2Б [153]. радиальными полуоткрытыми рабочими классами с безлопаточными и лопаточными диффузорами, включая выработку обобщенных рекомендаций по выбору оптимальных газодинамических и конструктивных параметров ступеней базирующихся на созданной физической и расчетной моделях течения вязкого потока и потерь в элементах и создание на этой основе базовых проточных частей с высокими показателями напорности, расходности и экономичности.

В 1 главе проведен обзор работ по физическим и расчетным моделям течения и потерь в проточной части центробежных ступеней компрессоров турбонаддува транспортных дизелей с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами, лопаточными и безлопаточными диффузорами, рассмотрены результаты их экспериментального исследования, методы проектирования на основе аэродинамического анализа, определены цель и задачи исследования. Во 2 главе представлен расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования проточных частей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей, включающий физическую модель течения и потерь в проточной части компрессора, методику параметрической оптимизации ступени, расчетные модели течения и методики расчета параметров. В 3 главе излохсена методика комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува, включающая модельные исследования, физический эксперимент и стендовые испытания промышленных образцов. В 4, 5 и 6 главах представлены результаты теоретических и экспериментальных исследований течений в осерадиальном полуоткрытом рабочем колесе и ступеней компрессора турбонаддува с лопаточными и безлопаточными диффузорами, проведено сравнение экспериментальных данных с расчетными, выработаны рекомендации и проведены обобщения. В 7 главе показано использование полученных результатов в промышленности. В заключении сформулированы основные выводы настоящей работы.

1. обзор литературы, цель и задачи исследования

Исследования центробежных ступеней с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами компрессоров турбонаддува дизелей начались практически одновременно с внедрением в инженерную практику проектирования двигателей внутреннего сгорания [6, 25, 61, 101, 105, 122, 142, 156, 158, 167, 178]. Влияние геометрических и газодинамических параметров на эффективность ступени, рабочего колеса и диффузора базировалось на входных и выходных треугольниках скоростей, относительных геометрических параметрах, аэродинамически плавных лопаточных элементах и сравнительных экспериментальных исследованиях.

Развитие моделей течения и расчета в рабочих колесах, диффузорах и ступенях, средств вычислительной техники позволило подойти к вопросу проектирования на новом качественном уровне [1, 19, 21, 54, 66, 86, 90, 125, 134, 135, 165, 168, 173].

Известно, что течение в осерадиальном полуоткрытом рабочем колесе имеет сложный характер, связанный с отрывами потока, вихрями и вторичными течениями. Модель отрывного течения впервые была предложена Ди-ном [190, 191] и названа модель "струя-след" (рис. 1.1). Согласно этой модели, большая часть потока выходит из рабочего колеса компрессора в виде равномерной струи, давление торможения в которой вычисляется без учета потерь. В следе скорость и давление торможения ниже, чем в струе, однако след может занимать значительную часть межлопаточного канала. Экспериментальная картина данной модели была получена в результате измерения в рабочем колесе полей течения лазерным анемометром в немецком аэрокосмическом институте Эккардтом (DFVLR) [177, 192, 194]. Эти эксперименты отличались особой тщательностью и оказались очень удачными. На рис. 1.2. представлены результаты измерений меридиональной скорости в нескольких сечениях рабочего колеса с радиальными лопатками. В сечении б на выходе из осевой части течение вполне регулярное; нерегулярность появляется на периферии в сечении в. В сечении г деформация течения связана с областью

Рис. 1.1. Модель струя-след [191].

Д Втулка flcputpt- д рия

Втулка

I Лериузе- д рия

I Першре- II рия

Рис. 1.2. Поля измеренных скоростей в рабочем колесе центробежного компрессора с радиальными лопатками [177]:

Частота вращения 14000 об/мин, расход 5,31 кг/с, степень повышения давления 2,1.1 - сторона давления, II - сторона разрежения. повышенных потерь или отрыва, которая перемещается в направлении угла между поверхностью разрежения (спинкой лопатки) и периферией. Отрывная зона развивается и увеличивается в размерах по мере продвижения к сечению д, в котором уже существует след. В работе [194] описывается серия экспериментов на рабочем колесе с теми же периферией и формой профиля до сечения, расположенного на 80 % радиуса от выхода из колеса, с отгибом лопаток на 30° в сторону, противоположную вращению, и небольшой коррекцией формы втулки. Поля полного давления в относительном движении для двух расходов изображены на рис. 1.3. Для этого рабочего колеса перемещение области отрыва по направлению к спинке лопатки не столь заметно, и при массовом расходе, соответствующем максимальному к.п.д., область следа не достигает поверхности разрежения профиля. На режиме запирания область следа перемещается в угол между поверхностью разрежения и периферией. Эти измерения позволили оценить картину вторичных течений в межлопаточном канале, имеющих компоненты скорости, перпендикулярные основному течению и параллельные стенкам, ограничивающим межлопаточный канал. На рис. 1.4 показана картина вторичного течения для рабочего колеса с радиальными лопатками. Необходимость учета области следа при расчете течения в рабочем колесе очевидна. Расчетные и экспериментальные профили скорости (рис. 1.5) хорошо совпадают до области начала отрыва.

Крейн [207] провел аналогичные эксперименты на высокоэффективном рабочем колесе (рис. 1.6) с политропным к.п.д. равным 0,95. Большая часть экспериментальных данных (рис. 1.7) получена с помощью лазерного анемометра при расчетной частоте вращения и оптимальном расходе. Измерения меридиональной скорости не указывают на существование следа в сечение е; вместо этого образуется область пониженной скорости на периферии. В сечении в течение около втулки имеет завал скорости. В этом исследовании, как и в эксперименте Эккардта, возникает некоторая неопределенность интерпретации экспериментальных данных, поскольку они были получены осреднением для всех межлопаточных каналов по большому числу оборотов

Рис. 1.3. линии постоянного уровня отношения полного давления в относительном движении к изоэнтропическому давлению торможения на выходе из рабочего колеса с отогнутыми на 30° против вращения лопатками [194]: а - в точке максимального к.п.д., б - вблизи запирания. I - сторона давления, II - сторона разрежения. область следа затемнена.

Налраблехие вращения

Рис. 1.4. вторичное течение в рабочем колесе центробежного компрессора с радиальными лопатками [177]: I - сторона давления, II - сторона разрежения.

Рис. 1.5. Сравнение измеренных (сплошные линии) и рассчитанных (штриховые линии) профилей скорости в рабочем колесе центробежного компрессора с радиальными лопатками [177]: На верхнем рисунке - профили скорости в направлении от втулки к периферии в середине межлопаточного канала, на нижнем - в межлопаточном канале на среднем радиусе. обозначения сечений (а - д) соответствуют: в. - втулка, п. - периферия, д. - сторона давления, р. - сторона разрежения.

Рис. 1.6. Рабочее колесо с отогнутыми на 30° назад лопатками [207].

7epvtpepux

Рис. 1.7. Поля измеренных скоростей в рабочем колесе с отогнутыми на 30° назад лопатками на расчетном режиме [2071: д. - сторона давления, р. - сторона разрежения. рабочего колеса; возможно, что течение и не имеет завала скорости на периферии, как показано на рисунке, а вместо этого в некоторых межлопаточных каналах был развитый отрыв, а в некоторых - полностью присоединенное течение [74]. Основная разница между этими данными и измерениями Эккард-та заключается в том, что в рабочем колесе Крейна область с пониженной скоростью остается на периферии, не расширяется и не перемещается в сторону угла между стороной разрежения и периферией. Отрыв пограничного слоя на периферии или существенное его утолщение не являются неожиданными. Поток, обтекая выпуклую поверхность, ускоряется, и когда он подвергается торможению, возникают условия отрыва. На первый взгляд кажется странным, что поток оторвался прежде, чем меридиональные очертания проточной части на периферии выпрямились. Видимо, после возникновения отрыва эффективная меридиональная кривизна уменьшается быстрее реальной и торможение наступает значительно раньше. Поскольку отрыв на периферии является основной причиной образования струи и следа, то важно обратить внимание на выбор большого и плавно меняющегося радиуса кривизны на периферии. Однако, идентичности результатов обоих экспериментов получено не было, локальных низкоэнергетических зон вдоль канала не обнаружено, взаимодействие перетечек в осевом зазоре со вторичными течениями не исследовалось, влияние напорности колеса на положение точки отрыва потока не определено, влияние распределения нагрузки в решетке на условия образования низкоэнергетических зон не выявлено.

Полезную информацию позволяет получить визуализация потока, которую можно проводить на больших окружных скоростях. Методы визуализации подразделяются на требующие введения в поток небольших частиц, использование красителя и дыма, основанные на.изменении показателя преломления среды, химические [31]. При введении инородных частиц в поток возникает основной вопрос - в какой мере движение этих частиц приближается к движению среды. В общем случае скорость вводимых в поток частиц отличается- по величине и направлению от скорости среды. Кроме того, концентрация частиц и их размеры должны быть настолько малыми, чтобы их присутствие не искажало картину течения. Наиболее просто визуализация потока осуществляется при использовании воды в качестве рабочего тела. При использовании центробежных колес на гидростендах выполнялась визуализация с помощью укрепленных на лопатках нитей [134], введения в поток воды красящих веществ [62, 146, 171, 172], нанесением слоя масляной краски на поверхности дисков и лопаток [135] с последующим вымыванием краски пристенными слоями жидкости, визуализация с помощью газовых пузырьков [51]. На аэродинамических стендах используется метод напыления на ограничивающие поверхности межлопаточных каналов рабочих колес легких частиц, вводимых в поток, таких как меловая пудра или ламповая сажа [128]. По интенсивности напыления поверхностей проточной части выносится суждение об особенностях течения в рабочем колесе. Используется также метод аммиачных полос [50].

Выполненные эксперименты по визуализации характерных зон течения в межлопаточных каналах рабочих колес с цилиндрическими лопатками [36, 135] показали, что при числах Ми=0,8.0,9 течение даже в высокоэффективных колесах носит отрывной характер. Отрыв потока наблюдается у задней стороны лопаток в области выхода из колеса (рис. 1.8). При Ф=Фр отрыв потока происходит на г =0,75.0,85. Зоны отрыва резко расширяются к выходу из колеса и на радиусе r= 1 занимают 15.30 % сечения межлопаточных каналов. На всех режимах работы рабочих колес различных типов напыления красителя на передней стороне лопатки обнаружено не было. Что указывает на устойчивую структуру пограничного слоя.

Вопросы энергообмена между ядром потока и пограничным слоем, с учетом вращения и кривизны некоторые авторы [11, 47, 51, 135] рассматривают с использованием критериев Ричардсона, Росби, Хагена и др. и эффектов стратификации, под которыми подразумевается процесс разделения частиц с разной энергией по слоям. Исследования двухмерных течений на выпуклой поверхности (ri>0) стабилизируется, а на вогнутой (r,<0) дестабили

Рис. 1.8. Результаты визуализации течения в рабочих колесах с цилиндрическими лопатками на оптимальном режиме прим)7=0,9 [135]: ^-основной и покрывающий диски; в, г- задняя и передняя стороны лопатки. зируется [11]. Вращение оказывает аналогичное действие, означающее, что на стороне давления r,<0, а на стороне разрежения r{>0 (рис. 1.9). Существующей в настоящее время информации недостаточно для точного определения влияния стратификации потока на развитие пограничного слоя и распределения скорости, кинетической энергии и угла выхода потока, хотя сравнение расчетных параметров стратификации [11] с экспериментальными данными [176, 177] показало удовлетворительные результаты. Авторы [47] рассматривают влияние числа r0 на течение в осерадиальном колесе. В области вращающегося направляющего аппарата вторичное течение перемещает массу газа с пониженным давлением от поверхности втулки и покрывающего диска к поверхности разрежения лопатки, а в области поворота к покрывающему диску от поверхностей давления и разрежения лопаток, в области поворота потока совместное влияние вращения и кривизны не дает трехмерного эффекта. Если колесо работает при малых r0, то преобладает влияние вращения и заторможенная масса собирается на стороне разрежения лопатки. При больших r0 масса собирается на покрывающем диске на выходе из рабочего колеса (преобладание кривизны). Если r0~ 1 одинаковое влияние величин. Масса собирается в области двухгранного угла между покрывающим диском и стороной разрежения. При этом наибольшие потери - во вращающемся направляющем аппарате. Характер течения во вращающемся криволинейном канале колеса зависит от поведения пограничных слоев, вызванных вторичными течениями, зависящими, в свою очередь, от центробежных и кориоли-совых сил инерции. Соотношение между этими силами определяется числом R0. Инерционные силы возникают обычно при повороте потока в области вращающегося направляющего аппарата, в самом рабочем колесе при изменении направления течения от осевого к радиальному и в области выхода из колеса с нерадиальными лопатками.

На рис. 1.10 [47] показаны изолинии приведенного полного давления на выходе из колеса. При номинальном расходе область с низким полным давлением (область следа) расположена в угле, образованном пересечением

По теории циалыюго тече ния

Частицы с низкой скоростью т>и:ова6шшххшя течения и эатухи ние туроу/кИт

Hocmti

Частицы с высокой скоростью

Стратификация, обусловленная наличием кривил -мы стенок и бедствием ~~ кориолисовыл: сил ri<0: дестабилизация течения и усиление порождения 'rni/рбилеит -ности~

Основной диск

Иизксгнгрге-—i---гяичягкое л^зрф .; .щ

ГЬнрхяхяяш аиск

Па кйВзлцко-ctsztimwixazo^ е&чзнш if-:

Частицы с мамой стросяии

КЬОгсяв&мвашфя течения и ятаяное mypdt//re>mnoaua

Частицы с шамай снорасяыа

Стратйимцш, абис-ломеюш* KftuKo&d овейая&еш короояквшх сил

Ri<0: десшшбчяшаиия течения и усиление по-ражаешя так/аентнааяи

Рис. 1.9. Развитие течения в рабочем колесе: а - при умеренных rh б - при высоких щ [11].

Периферия Втулка

Периферия

Втулка fleputpepux

Втулка Л

Рис. 1.10. Линии постоянного уровня нормированного полного давления в относительном движении р* = p + ^p(w2-й)2г2) в низконапорном закрытом рабочем колесе с радиальными лопатками [47]: а - 85% расчетного расхода; б — расчетный расход; в - 121 % расчетного режима; I - сторона давления, II - сторона разрежения. поверхностей разрежения лопатки и периферии. При уменьшении расхода след увеличивается в размерах и перемещается к спинке лопатки, что свидетельствует об увеличении влияния вращения, т.е. об уменьшении числа r0.

Течение в центробежном компрессоре по своей природе является трехмерным. Форма и степень его трехмерности зависят от конфигурации компрессора. Трехмерные методы расчета течений разработаны сравнительно недавно, и поэтому большинство практиков находят их трудными для понимания, не говоря уже о конструировании с учетом трехмерности течения [74]. По этой причине все еще принято проводить расчет потока в двух отдельных, непересекающихся двухмерных поверхностях. Для центробежного компрессора расчет течения вдоль поверхности от втулки до корпуса в основном зависит от значительной кривизны стенок втулки и корпуса. Кривизна поверхности корпуса особенно важна из-за выпуклости ее относительно потока, в котором развиваются высокие меридиональные скорости в области малых радиусов кривизны в меридиональной плоскости. Так как меридиональный поток выпрямляется к выходу из рабочего колеса, в этом месте он обычно тормозится и отрывается.

Теория течения в меридиональном сечении рабочего колеса была разработана в работе By [230, 231], который предложил в качестве условных поверхностей тока поверхности Sj и S2 (необходимо отметить, что идея упрощенного радиального равновесия впервые была исследована в работе Траупеля [154, 224]). Поверхность Sj- это слой струи с постоянным радиусом перед лопатками. Он искажается при прохождении через межлопаточный канал, и форма поверхности за ним искривляется неизвестным образом. Поверхности S2 (рис. 1.11) также являются слоями тока. Перед лопатками они строго радиальны. Однако в межлопаточном канале эти поверхности изгибаются и скручиваются. Для проведения полного расчета течения необходимы итерации, в которых поверхности S/ и S2 должны быть сначала заданы приближенно и проведены расчеты на каждой из этих поверхностей. Форма каждой из них итеративно уточняется по результатам расчетов на другой по

РИС. 1.11. взаимопересекающиеся поверхности тока isj и^в лопаточном венце [230].

Периферия а

7ери(рерия 5

Рис. 1.12. Сравнение расчетных и экспериментальных профилей скорости на выходе из рабочего колеса центробежного компрессора. расчетные данные дэвиса, получены путем интегрирования уравнения навье - стокса; эксперимент проведен эккардтом на рабочем колесе шульцера с отогнутыми на 40° назад лопатками [58,193]: Рабочая точка вблизи границы помпажа, 14000 об/мин, расход 33 кг/с;

Д - сторона давления, р - сторона разрежения, Я - эксперимент, б - расчет. верхности. Общая теория By не была доведена до разработки практического метода. В расчетах существовало множество погрешностей, связанных с описанием пристеночного пограничного слоя. Ненадежным определением является угол отставания потока на выходе колеса.

К практическим методам расчета меридионального течения относятся разработки Янсена и Моффета [202], Хирша и Дентона [298], Новака и Хэрси [210], Хорлока и Марша [201], Смита, Хирша и Варзее [199], Спурра [219], Дженионса и Стоу [204].

Сначала решается задача осесимметричного течения газа через проточную часть меридиональной плоскости Sj, затем - задача обтекания круговой решетки в слое переменной толщины на осесимметричных поверхностях тока S2- Решение первой задачи выполняется различными методами. Широкое распространение получил метод [130] квазинормалей в полуфиксированной координатной сетке, которая образуется двумя семействами линий. Первое семейство соответствует линиям тока, которые задаются приближенно и в ходе решения их положение уточняется. Второе семейство - квазинормали, которые выбираются такими, чтобы они пересекали линии первого семейства под углами, близкими к 90°. На основании уравнений Эйлера получают два обыкновенных дифференциальных уравнения, описывающих распределения скоростей вдоль прямой, приблизительно соответствующей эквипотенциальной линии квазиортогональной расчетной сетке. Система обыкновенных дифференциальных уравнений решается методом последовательных приближений. Для проведения итераций контролируется расход газа в поперечном сечении каждой струйки тока. Поверхность S2, на которой проводится расчет, задается приближенно, как соответствующая серединной поверхности лопаток с учетом углов атаки на входе и углов отставания на выходе. В результате расчета определяются координаты линий тока на фиксированных квазинормалях, значения скоростей, толщина слоя у поверхности Sj.

Задача обтекания решетки профилей в слое переменной толщины при условии, что поверхность тока Si является поверхностью вращения, рассматривается в работах [2, 3, 8, 9, 12, 43, 45, 56, 60, 124, 129, 151].

Рабочее колесо центробежного компрессора обычно имеет значительную кривизну как меридиональной, так и окружной поверхностей, иногда на одном и том же участке рабочего колеса. По этой причине поверхности тока в большой степени искривлены, их отклонение от поверхностей вращения в меридиональной плоскости большое. Поскольку протяженность каналов в центробежном компрессоре велика по сравнению с их поперечными размерами (гидравлическим диаметром), здесь поток подвержен сильному влиянию вязкости. В связи с этим, при разработке методов расчета течения в центробежных компрессорах неучет вязкости является наиболее вероятной причиной возникновения несоответствия [74] результатов расчета и эксперимента.

В последние годы появилась возможность численного расчета трехмерных течений. Наиболее совершенные численные методы позволяют решать уравнение Навье - Стокса для сжимаемой жидкости в форме осреднений Рейнольдса, так что турбулентность проявляется лишь как напряжения приложенные к основному потоку.

На рис. 1.12 [58] приведены расчетные (вязкое трехмерное течение) и экспериментальные поля скоростей на выходе из рабочего колеса. Несмотря на имеющиеся между расчетными и экспериментальными кривыми различия, у них достаточно и сходства, включая обнаруженную в расчете и эксперименте область провала скорости в углу, образованном спинкой лопатки и корпусом. Трудно сказать, какое место займут трехмерные методы расчета вязких течений в процессе проектирования компрессора. Скорее всего, и в будущем будут использоваться преимущественно двухмерные методы, [15, 52, 137] а к трехмерным будут обращаться по мере надобности для проверки идей и гипотез. Пока со всей определенностью можно сказать, что появление трехмерных методов расчета вязких течений не привело к углубленному пониманию того, что было известно и до их появления [74].

Известно, что направление скорости на выходе из колеса не совпадает с направлением лопаток. Вектор скорости в относительном движении отклоняется в сторону, противоположную вращению. Это отклонение называется скольжением. При бесконечном числе лопаток /?л2 = Д,. В рабочем колесе нагрузку на лопатку создают одновременно вращение и обтекание потоком жидкости, так что давление выше на передней по вращению стороне лопатки и ниже на задней стороне. Для удовлетворения условия Жуковского - Кутта разность давлений, постепенно снижаясь, должна становится равной нулю на задней кромке. Поэтому сила, которая поворачивает поток в направлении изгиба профиля, на выходе становится малой. Но из-за этого поток отклоняется в сторону, противоположную вращению, что и приводит к появлению скольжения. Интуитивно ясно, что длина участка с пониженной нагрузкой вблизи задней кромки связана с шириной межлопаточного канала на выходе, так что существует зависимость между числом лопаток рабочего колеса компрессора и скольжением. Поскольку скольжение обусловлено, в основном, невязкими эффектами, его можно определить с помощью методов расчета невязкого течения, как это сделал Стейниц [220].

Виснер [228] провел сравнение эмпирических зависимостей для коэффициента скольжения, предложенных Стодолой, Буземаном и Стейницом и аппроксимировал зависимостью:

7 cospjn 1 0,7 z

Выражение Буземана получено для рабочего колеса, лопатки которого очерчены по логарифмическим спиралям и результаты представлены в форме диаграмм. При этом отношение выходного радиуса к входному не должно превышать:

R2/Rx~ехр(8Дcos/?Л2 /z).

Выражение в форме Стодолы: = 1 — (лг/z)cos Д

Выражение позволяет получить результаты для рабочего колеса, ло

Оно получено на основании численного расчета шести рабочих колес с радиальными лопатками и его можно применять для колес не менее чем с восьмью лопатками, отогнутыми против вращения на угол не больший 45°.

Коэффициент скольжения зависит от особенностей течения и геометрии компрессора. Анализ данных измерений в относительном движении [134] показал, что поток отстает от лопаток на всем протяжении межлопаточного канала. Существующие формулы [122, 126, 178, 220, 228] для расчета коэффициента скольжения игнорируют физическую сущность отставания потока, формируемого всем полем давлений вокруг профилей в решетке, поэтому они принципиально не способны дать точное решения в случае произвольного колеса и расхода.

Предлагаемая [134] формула учитывает величину и характер распределения нагрузки на лопатках, а влияние вязкости и неучтенных фактором определяется экспериментальным коэффициентом к : где Dy — координата точки приложения аэродинамической силы при замене

2п решетки вихрем с циркуляцией Г = —сиг2{сщ = 0) = bwlnR. Данная зависимость пригодна для колес только с радиальной решеткой.

В работе [64] представлена методика ОАО "Турбомоторный завод" для определения коэффициента скольжения по результатам анализа экспериментальных данных (рис. 1.13, 1.14): патки которого отогнуты против вращения на угол больше 60°. Выражение Стейница для коэффициента скольжения: л = 1-1,98/z

Рис. 1.13. Зависимость угла отставания 5 от выходного угла рлг при входном угле pjn: 1 - менее 35°; 2 - более 40°; о - промышленные нагнетатели; □,0 - модельные нагнетатели [64].

0,9 0,8 0,7 0,6 о

-cf ° j i

1

О 50 100 Par'

Рис. 1.14. Зависимость коэффициента /л и отношения с /и2 от выходного угларл2: о - промышленные нагнетатели; п,Д - модельные нагнетатели [64].

1 1 i ! со N1 Г <Ъ а -□-

34 1 п.—г^ l + tga2

Jgfr 1§Ргг у .

Автор [112, 113] предлагает метод определения коэффициента скольжения по углу отставания потока, основанный на расчетно-экспериментальных зависимостях. Угол отставания Д/?2 в центробежном рабочем колесе связывается с углом отставания в осевой решетке через эквивалентный угол /32жа = Д, -АД, потока в предположении равенства циркуляции: т где а = 1 • z/n;(Dcp + D2 - густота решетки, т- коэффициент угла отставания, связывающий результаты теоретического расчета и эксперимента, по статистической выборке.

По-видимому, более точный подход к вопросу определения угла отставания возможен на базе расчетов вязкого потока с определением положения точки отрыва и анализа экспериментальных данных.

Результаты экспериментальных исследований осерадиальных полуоткрытых рабочих колес представлены в литературе, по сравнению с колесами с цилиндрическими лопатками, довольно скупо. В работах [41, 46, 126, 150, 156, 158, 162], в целом интересные данные, представлены либо по замерам характеристик ступеней, составным элементом в которые входит осеради-альное рабочее колесо, что затрудняет анализ непосредственно колеса, либо проведенное поэлементное исследование используется при параметрическом анализе, основанном на относительных геометрических параметрах колес, что затрудняет их использование при исследовании влияния на эффективность безразмерных газодинамических параметров. Экспериментальные исследования ступеней с осерадиальными рабочими колесами с Д,/2 =90° приведены в СПбГПУ [123, 135, 138, 147] (рис. 1.15). Были получены распределения статического давления по тракту рабочего колеса вдоль неподвижного покрывающего диска, поля полных и статических давлений за колесом и в к

0 y*tt w t? b

A. s- ~b--0,0}</5 . ■ assi $ - - a--0GS ?. . -x. - 0.0c

7 >/ к st g -a- -W g -aаог m -"л

-rs erf аз? W Mf 0'

J.'.*

Рис. 1.15. Характеристики рабочих колес с различными Фр и у/тр = 0,9 [147].

V» Ч'по«

1.6 1.4 1,2 1.0 О,в

ОЛ fr ~ % i*'

0.03 0,04 0,05 0,06 0,08 ф

Рис. 1.16. Результаты расчета характеристик СПЧ61/1,64 с учетом (---) и без учета (—) влажности воздуха [39]: безлопаточном диффузоре при различной диффузорности и коэффициентах расхода, выработаны рекомендации по проектированию рабочих колес с Рлг =90°.

Очевидно, что качественный эксперимент можно привести только на модельных рабочих колесах, которые позволяют исключить многопарамет-ричность влияния на эффективность, в то же время представляют огромную трудность в изготовлении [10, 23]. Одновременно лабораторные стенды позволяют проводить и обрабатывать результаты корректно с соответствующим осреднением результатов замеров и теплоизоляцией проточной части. Авторы [175] (ВНИИГАЗ) утверждают, что нарушение тепловой стабилизации режимов при испытании турбокомпрессора приводит к погрешностям в размере более 1 %. Авторы [55] провели анализ эффективности центробежного компрессора при наличии внешнего теплообмена и определили, что отсутствие всасывающей камеры и нагнетательного патрубка (теплоизоляция корпуса модели обязательна) может внести погрешность в измерения на несколько процентов. Как правило, при расчете характеристик принимают стандартные параметры воздуха, что в некоторых случаях приводит к погрешности определения газодинамических характеристик. В работе [39] приведена оценка влияния влажности воздуха на результаты обработки экспериментальных данных (рис. 1.16). Учет влажности воздуха (теплоемкости) приводит к заметному смещению характеристик компрессора в область больших значений коэффициентов напора и уменьшению значений к.п.д. компрессора. Часто в литературе по агрегатам наддува ДВС встречаются значения к.п.д. осерадиального полуоткрытого рабочего колеса на уровне 95 %, но не указывается методика и условия замеров. Процедуру (методику газодинамических испытаний, Performance test) регламентируют следующие наиболее применяемые стандарты: международный стандарт ISO 5389: 1991 (Е) [225], американский стандарт РТС 10 - 1997 [211], немецкий стандарт VDI 2045 [181]. Методически указанные стандарты не противоречат друг другу. Все зависит от страны для поставки турбокомпрессора [95, 96, 120, 131]. Зарубежные фирмы при расчетах газодинамических параметров используют различные уравнения состояния [183, 214, 217, 229]: BWRS (Benedict - Webb - Rubin -Starling), LKP (Lee - Kesler - Projector), PR (Peng - Robinson), RK (Redlich -Kwong).

Известный ученый в области исследования центробежных компрессоров Ю.Б. Галеркин рекомендует для оценки эффективности к.п.д. выполнять расчет измерений по статическим параметрам с учетом динамического напора [32, 34] с учетом рекомендаций стандарта 180 - 5389. 1991 (Е). На рис. 1.17 представлены к.п.д., определенные по разным методикам.

Значительное влияние на уровень к.п.д. ступени турбокомпрессора наддува транспортного дизеля оказывает конфигурация входного патрубка [4]. В коленообразном входном патрубке, как показывают эксперименты, (рис. 1.18) крайне сложно обеспечить равномерное течение воздуха на входе в рабочее колесо, что приводит к существенному ухудшению характеристик компрессора, в особенности при высоких частотах вращения. Переход от осевого подвода воздуха к коленообразному приводит к уменьшению к.п.д. от 1,5 до 4 %. В таких же пределах изменяется и степень повышения давления. По данным зарубежных источников [127] сегодняшний уровень к.п.д. для данного типа рабочих колес составляет значения 93 94 %. Лучшие данные получены Крейном в лабораторных условиях и составляют 95 % [207].

Практически все модельные исследования проводятся на рабочих колесах с большей густотой решетки и наружным диаметром D2~300.A50 мм. Так рабочие колеса Эккардта и Крейна имели наружный диаметр D2=400 мм, и число лопаток z=24. ЦИАМ им. П.И.Баранова проводит экспериментальные исследования на модельных рабочих колесах с числом лопаток z=34.42.

Анализ, имеющих экспериментальных данных, показывает, что в хорошо спроектированном рабочем колесе центробежного компрессора потери невелики. Например, в рабочем колесе Крейна потери очень малы, несмотря на узкую и длинную проточную часть, сравнительно большой зазор по отно

Рис. 1.17. Характеристика к.п.д. СПЧ73/1,35 [34]: о - статический к.п.д. с учетом динамического напора; - статический к.п.д. без учета динамического напора; А - приближенный к.п.д. - стандарт ISO - 53891991 (Е). я» 1,0 ops qos

0,94 0,92 0,90 qee орб 1,0 г°>75 '

JI

0,95 0,90 0,85 OfiO 0,75

0,70 065

0,55 T uz=q93

JL

--U

Uf 10

---- Г*»

4= -Q93

- — — — . — иг =0,73

0,8 0,9 /,(? f,1 12 i3 fff P 1,7 *3 /,9 Gg™/C

Рис. 1.18. Характеристики одноступенчатого центробежного компрессора: -с осевым входом воздуха;---с коленообразным воздухозаборником [4]. шению к высоте лопатки и образование отрывных зон. Высокий к.п.д. объясняется тем, что значительная доля повышения давления в центробежном компрессоре создается за счет действия центробежных сил, то есть не связана с трением. На рис. 1.19 [186] показано изменение к.п.д. и потерь в зависимости от условного коэффициента расхода Ф.

Значительное влияние на потери в осерадиальном рабочем колесе полуоткрытого типа оказывает осевой зазор между торцами лопаток и покрывающим диском.

В работе,[51] экспериментально определено влияние покрывающего диска на межлопаточное течение на установке с колесом, изготовленным из прозрачной пластмассы. Опыты проводились с покрывающим диском и без него с применением метода водородных пузырей и пленочного анемометра и показали, что в случае полуоткрытого р.к. вторичное течение в межлопаточном канале изменяется от стороны давления к стороне разряжения, вследствие перетечки через зазор, и что наличие покрывающего диска влияет на условия отрыва. Перетекание через зазор существенно меняет картину течения в колесе, однако рациональный метод учета потерь, вызванных концевыми зазорами, отсутствует, экспериментального материала по этому вопросу недостаточно. Уравнения для подсчета потерь выведены на основании либо ряда экспериментальных данных [92], либо многочисленных допущений о механизме потерь [114].

Учению влияния осевого зазора на к.п.д. рабочего колеса посвящена работа [173]. На основе экспериментальных данных в ней оценена пригодность различных методов определения потерь в зависимости от величины зазора. Величину этих потерь обычно измеряют относительным изменением к.п.д. Arj/т]. На основании результатов экспериментов для шести колес с различной величиной осевого зазора предложена формула: г)/Т] = 0,35/Ь2

При малом зазоре экспериментальные данные по отношению к этой эмпирической зависимости имеют разброс ±50 %.

Хоздхрициент pacccoda ф т

Рис. 1.19. Влияние геометрии закрытого рабочего колеса центробежного компрессора на к.п.д. и потери [186]: трение покрывного диска; 2 - перетекание через радиальный зазор; 3 - аэродинамические потери. российская ГОСУДАРСТВЕННАЯ smsjihoteka

В работе [178] предложена формула:

Ai]/ri = 2ab/(bl+b2) 5 где а - эмпирическая величина а=0,9. .3.

В работе [216] предложена простая модель расчета концевых потерь с использованием для определения перепада давления уравнения количества движения в направлении, нормальном к лопатки, и уравнение Бернулли: то есть к.п.д. компрессора меняется на 1 % при изменении зазора на 4 %.

Авторы [143] предложили уравнение для расчета потерь давления и падения к.п.д., обусловленных концевым зазором, с использованием эмпирических коэффициентов. Однако методика очень условно учитывает изменение коэффициента теоретического напора из-за перетечек в зазоре и требует для проверки более точных экспериментальных данных, так как влияние зазора на эффективность колеса, осуществляется двумя путями: посредством изменения коэффициента теоретического напора и изменения коэффициента гидравлических потерь. Эксперименты [143] показывают, что падение давления из-за зазора велико при средних расходах и довольно мало при больших и малых. Отмечено влияние на потери от перетекания распределения относительной скорости в колесе. Утверждается, что перетекания через зазор ослабляют вторичное течение вдоль торцевой стенки и общие потери давления при увеличении зазора могут уменьшаться и вследствие этого оптимальный зазор отсутствует. Определено, что основной вклад в потери от зазора вносит величина относительного осевого зазора, и потери к.п.д. пропорциональны этой величине. Подобные выводы приведены и в работах [70, 72, 92, 94, 110, 112, 143, 144, 161, 163, 164] - рис. 1.20, 1.21. Однако слишком малый осевой зазор трудно реализовывать на практике.

Одновременно с методиками расчета вязкого потока, позволяющими приближенно определять потери в рабочем колесе, успешно развиваются методы расчета потерь с использованием математических моделей потерь, основанные на физической модели процессов в колесе и большом количестве

A7]/i] = (S/b2)/4

Колесо В 9 Экстр. Расчет

02(77 о

U77 д ---

Рис. 1.20. Падение к.п.д. рабочих колес в зависимости от относительного осевого зазора: R -рш = 90°; R-(5Л1 = 60° [143].

0.09 %Q07 Ц0б—\---—

Зазор

Тирит

--,.

Ширина Иалеса ' ktt выгоде i а 0.03 & m i 0.01 ь

0 0.01 0.02 0.03 0,040.05 0.06 0.07 0,0в 0.09 0.10 Qll 0J2 0.13 W 0.U5

Рис. 1.21. Изменение потерь в рабочем колесе от величины относительного осевого зазора [112]. экспериментальных данных [7, 134, 135]. В систему алгебраических уравнений математической модели вводятся параметры распределения скоростей невязкого потока по средней поверхности лопаток или дополнительно на втулке и периферии. В работе [135] проведена классификация математических моделей по трем уровням: 1) упрощенная математическая модель, которая не требует расчетов обтекания и используется для оптимизации основных параметров колеса; 2) математическая модель для расчета потерь на оптимальном режиме с использованием простого канального метода расчета обтекания и более детальной оптимизации рабочего колеса; 3) математическая модель для расчетов характеристик рабочих колес в нужном диапазоне критериев подобия и сопоставления ограниченного количества вариантов. Коэффициенты потерь ищутся в зависимости от формы проточной части, газодинамических критериев и параметров:

Cpjc. =f(F,i,M,^o,k)\

С учетом расчетов в зоне автомодельности и нулевого угла атаки для расчетного режима и с учетом классификации потерь на профильные, на ограничивающих поверхностях и местного сопротивления: где вместо формы рабочего колеса F рассматривается зависимость потерь от W и некоторых геометрических соотношений F'. При выводе формулы коэффициента профильных потерь анализируется обтекание осредненное по высоте и длине лопаток, что позволяет при ее дальнейшем использовании не проводить расчеты обтеканий. Трехмерный характер течения учитывается поправочным коэффициентом. Потери определяются через коэффициент силы сопротивления cw: л3 проф = 0,0307 Re 7 проф \2 w l + 10(l-wj2'5

1 + 10 aw w Э w 0,0307 Re 7

1 + 10(1--ил,)2'5

1 + 10 aw w w„ w vw.y где wl,w2,wll - средние по длине скорости в канале, на задней и передней поверхностях; Aw - средняя нагрузка;' w - отношение скоростей схематизированной эпюры в конце и начале задней и передней стороны лопатки; / и а -геометрические параметры решетки.

Коэффициенты и уравнения получены при идентификации выражения с использованием экспериментальных данных. Коэффициент потерь на ограничивающих поверхностях ищется в зависимости от отклонения потока и в результате идентификации с экспериментом: 2-0,037 Re ~1 (l + Ъц/ т )3 w

Местные сопротивления определяются по аналогии с потерями внезапного расширения в трубопроводе:

См =

Г \2

1 — —= v wi у

При дальнейшей оптимизации параметров рабочего колеса используются газодинамические и кинематические зависимости. Модель для своего использования не требует полного профилирования проточной части. Необходимым является определение основных размеров в меридиональной плоскости и расчет величин и направления скоростей в контрольных сечениях. Для более детальной и точной оценки эффективности рабочего колеса применяются модели более высоких уровней, сохранившие основные подходы по своему построению, но более подробно использующие расчеты невязкого потока и экспериментальный материал.

Автор [135] использовал подходы конструирования математической модели потерь колеса с цилиндрическими лопатками для построения математической модели потерь осерадиальных полуоткрытых рабочих колес. Учет пространственности, характерной для осерадиальных колес, вместо введения поправочного коэффициента, производился на основе расчетов невязкого потока на трех линиях тока. Отличие схематизации распределения скоростей заключалось в учете наличия развитого осевого участка рабочего колеса и разделении эпюры на три характерных участка, по которым производился расчет коэффициентов сопротивления. Идентификация модели, из-за малого числа имеющихся экспериментальных данных по осерадиальным рабочим колесам не проводилась и статистические коэффициенты рекомендовано использовать из моделей традиционных колес. Говорить о применимости данной модели до накопления достаточного числа опытных данных преждевременно.

В работе [7] представлена поэлементная многорежимная математическая модель центробежной ступени, разработанная ЗАО "НЕЙ турбокомпрессор им. В.Б, Шнеппа". Она позволяет рассчитать параметры компрессора заданной геометрии при произвольном режиме работы. При ее разработке сделан ряд допущений: поток считается установившимся и осесимметрич-ным, реальный пространственный поток заменяется осредненным, теплообмен между воздухом и элементами проточной части не учитывается. Основу модели составляет банк данных характеристик отработанных ступеней. Следует отметить, что задачи построения математической модели по экспериментальным данным (идентификация) имеют важное отличие: они очень чувствительны к особенностям исходных данных. Объясняется это относительным недостатком экспериментальной информации и одновременно значительным числом степеней свободы. Эта ситуация приводит к тому, что небольшое изменение исходных данных задачи может существенно изменить искомый вектор варьируемых переменных модели. Одновременно это означает, что объективно существует целое множество решений, практически одинаково описывающих имеющиеся экспериментальные данные.

Работы по проектированию полуоткрытых осерадиальных рабочих колес выполняются специализированными фирмами [180, 187, 188, 189, 190, 191, 195, 196, 200, 206, 209, 212, 215, 226, 230, 232, 233, 234, 235, 238, 239] и многие результаты являются закрытыми. Большой опыт накоплен у фирм, связанных с авиацией (ЦИАМ, ЦАГИ, Пратт - Уитни, Боинг, NACA) и тур-бонаддувом дизелей (Asea Brown Boveri, MAN, Garrett, СКБТ, ТМЗ, Турбо-техника). В работах активно используются дорогостоящие модельные экспериментальные исследования и численные методы, которые, однако, не всегда можно представить в виде проектировочных методик.

Методику проектирования рабочего колеса центробежного компрессора многие фирмы скрывают, считая ее коммерческой тайной. В используемых в настоящее время методах используются различные критерии: закон изменения площади поперечного сечения проточной части, распределение кривизны, площади или давления, удачный выбор которых гарантирует получение хорошего результата. Методы расчета невязкого течения часто используются длд.определения влияния формы профиля на рабочие характеристики. Поскольку в рабочем колесе центробежного компрессора обычно возникает отрыв потока, но с помощью этих методов можно только определить поле течения в окрестности передней кромки, выбрать гладкие очертания проточной части с максимальным радиусом кривизны и рационально распределить нагрузку по длине лопатки. В работе [203] проведен сравнительный анализ методов, позволяющих определить параметры, характеризующие экономичность компрессора, которые, однако, не определяются непосредственно из имеющихся экспериментальных данных.

Общими для любой методики проектирования являются критерии подобия. Выбор определяющего параметра аэродинамического подобия зависит от цели моделирования. Потребителя больше всего интересует массовый расход воздуха, степень повышения давления, скорость вращения и к.п.д. компрессора.

Подведенная в ступени работа зависит от расхода рабочего тела, поэтому в центробежных компрессорах для описания конфигурации колес используется условный коэффициент расхода Фр. На рис. 1.22 [74] приведены характеристики турбокомпрессора, представленные в двух видах. Слева рабочие характеристики даны в том виде, в каком они интересуют потребителя, и представляют зависимости степени повышения давления от приведенного массового расхода воздуха для диапазона изменения частоты вращения. Справа те же данные преобразованы с использованием параметров аэроди

2,0

I С

3 1,6 % /А

1,2 to

51 тыс oS/лш ex*»**

43

45

33

ДАд о о о о о оо„

-□ппрпп^ тк ю/мин u D □ п

0.1

0,3

0.S

Рис. 1.22. Экспериментальные характеристики компрессора, представленные двумя различными способами [74]. эо - dff5 О О

80 - о О & г£ л

70 -

60 1 1 1 J 1 1 1 ^ 1 1 1 II

0,1 0,2 OA 0,6 0,S f,0 Г, 2

Рис. 1.23. Изменение политропического к.п.д. в зависимости от коэффициента быстроходности [213]: □ - радиальные лопатки; о - угол лопаток на выходе 25 - 50°; А - угол лопаток на выходе 55°. намического подобия в виде зависимости коэффициента напора от коэффициента расхода. Видно, что характеристики центробежного компрессора, представленные в параметрах аэродинамического подобия, почти не зависит от частоты вращения, то есть в исследованном диапазоне изменения режимов работы число Маха слабо влияет на рабочие характеристики.

В центробежных компрессорах происходят потери полного давления, связанные с трением и вихреобразованием потока. Величины потерь в большей степени определяются размерами областей ламинарного и турбулентного течений. Безразмерный критерий, описывающий это явление - число Рей-нольдса (для центробежного компрессора Rq = nD2 /v) При выборе числа Re необходимо установить, где можно ожидать наибольших вязких потерь. По видимому, таким местом является выходной участок рабочего колеса вследствие того, что ширина канала там минимальна [185, 222].

В центробежных турбомашинах используется комбинированный безразмерный параметр, называемый коэффициентом быстроходности

Ф0'5

Ns = —z^r. Это отношение составлено таким образом, чтобы ликвидировать у/ ' размерность, характеризующую габариты, в данном случае наружный диаметр рабочего колеса D2. На рис. 1.23 представлена зависимость к.п.д. работы колес центробежных компрессоров с осевым входом потока [213]. Максимальное значение к.п.д. достигает при коэффициенте быстроходности равном 0,7. для получения полезной информации относительно влияния коэффициента быстроходности на характеристики компрессора необходимо рассматривать машины одного семейства. Нельзя получить надежные общие закономерности для компрессоров, имеющих различную геометрию профилирования по радиусу.

Коэффициент быстроходности можно рассматривать как параметр, выражающий соотношение между расходом рабочего тела и повышением давления. Повышение давления главным образом зависит от диаметра на выходе и частоты вращения. Массовый расход рабочего тела определяется, в первую очередь, диаметром на входе и частотой вращения. Тогда коэффициент быстроходности выражает отношение входного диаметра к выходному, и его величина для данного семейства компрессоров почти полностью определяется отношением этих диаметров. Компрессоры, имеющие малые значения коэффициента быстроходности, пропускают относительно малый расход и имеют, малый по отношению к выходному, входной диаметр. Наоборот, компрессоры с большим коэффициентом быстроходности имеют относительно большой размер входа. В некоторых конструкторских и исследовательских организациях считается, что коэффициент быстроходности является параметром, с помощью которого легко регулировать рабочие характеристики центробежного компрессора, изменяя отношение входного и выходного диаметров. Если отвлечься от некоторых дополнительных эффектов, возникающих при больших числах Маха потока, которые не нашли отражения при выводе формулы для Ns, то такая точка зрения является вполне оправданной [74].

При хорошей конструкции входного осевого участка аэродинамические характеристики рабочего колеса существенно улучшаются. В отсутствии такого входа приходится принимать слишком большую кривизну канала. Вследствие этого скорость потока в колесе у корпуса может быть значительно больше, чем у втулки. Существование большого градиента скорости нежелательно по двум причинам. Во-первых, большие скорости у корпуса приводят к малым статическим давлениям, и для восстановления статического давления требуется сильное торможение потока. Это торможение является источником потерь. Но еще более важным параметром является максимальное повышение давления, которое достигается при безотрывном течении, а при указанных выше условиях вполне возможно возникновение отрыва на периферии входного канала. Во-вторых, большие скорости приводят к уменьшению плотности и возможности появления зоны сверхзвукового течения, хотя в целом поток остается дозвуковым. Большая неравномерность распределения скорости поперек канала значительно усложняет проектирование лопаток рабочего колеса. Осевой вход с лопатками позволяет увеличить среднее статическое давление и предотвратить все указанные выше негативные эффекты, связанные с большой кривизной проточного канала колеса. Кроме того, закрутка, которую поток приобретает во входном осевом участке, приводит к градиенту статического давления по высоте канала с возрастанием давления у корпуса, что будет компенсировать снижение статического давления вследствие кривизны корпуса в меридиональной плоскости [55].

Для уменьшения неравномерности потока на выходе из рабочего колеса многие фирмы пытаются вносить конструктивные изменения в положение выходной кромки колеса [8, 14]. Так, МГТУ им Н.Э. Баумана и ЦИАМ предлагают методику, обеспечивающую равномерность угла отставания по ширине канала колеса на выходе (рис. 1.24) [8]. Однако отсутствие экспериментальных данных затрудняет ее пользование

При составлении простых геометрических комбинаций нередко возникают трудности относительно целесообразности выбора того или иного их вида. Известно, что осевой зазор часто оказывает значительное влияние на характеристики компрессора и в то же время не очевидно, какая безразмерная комбинация осевого зазора является наиболее подходящей для выражения этого влияния. При конструировании компрессора часто бывает удобным масштабировать осевой зазор по отношению к высоте лопатки, однако для газодинамического анализа при длинных лопатках такая безразмерная величина осевого зазора является не очень подходящей, поскольку она будет отражать значимость условий течения только вблизи концов лопаток. Более подходящими линейными размерами для масштабирования осевого зазора следует снижать длину хорды лопатки, шаг лопатки, установочный шаг (расстояние между соседними лопатками, измеряемое по нормали к направлению потока на входе в решетку), и максимальную толщину периферийного профиля. Каждая из соответствующих величин осевого зазора имеет свои достоинства, а выбор какой-либо одной из них определяется исследуемым процессом или исследуемой моделью течения.

Рис. 1.24. Профилирование выходного участка рабочего колеса РК2 по ширине проточной части при условии постоянства угла отставания потока г, Gnp =1,15 кг/си п„р =0,85

НАГ2 = 0,97; 1,0; 1,04 : ~с,,2 = см2иер /смгвт\г2 = г1тр /г2ж|.Д2Лт= ДШт [8].

Рис. 1.25. Линии постоянного уровня статического давления в межлопаточном канале на периферии, отнесенного к полному давлению на входе, для рабочего колеса с дополнительными лопатками [145]: Штриховкой отмечено положение скачков уплотнения.

Известно, что современное развитие турбокомпрессоров наддува ДВС характеризуется стремлением к увеличению степени повышения давления к в компрессоре, увеличению его производительности in при одновременных требованиях к повышению к.п.д. и снижению габаритов, прежде всего за счет уменьшения наружного диаметра D2 осерадиального полуоткрытого рабочего колеса [44, 87, 109, 169, 174]. При проектировании рабочего колеса компрессора на параметры заданные потребителем встает вопрос - как обеспечить вышеуказанные требования, каким выбрать значение условного коэффициента расхода Фр, определяющего конфигурацию рабочего колеса. Известно направление решения - с целью увеличения Ф,> уменьшается наружный диаметр колеса Д, часто до недопустимых значений. Это приводит к увеличению частоты вращения ротора, растут числа Маха на входе, увеличивается неравномерность потока при больших отношениях DH/D2 и значительно ухудшаются условия течения в колесе и, в итоге, снижается эффективность его работы. Производители турбокомпрессоров часто идут на увеличение наружного диаметра входа в колесо DH при сохранении диаметра втулки Dem за счет увеличения высоты лопатки на входе. Это позволяет увеличить производительность т и соответственно Фг. Также возникают проблемы с технологией изготовления колеса и прочностью лопаток. При увеличении высоты лопаток на входе возрастают пространственные явления потока на входном участке колеса, связанные с увеличением различия в условиях обтекания решетки на разных поверхностях тока. Уменьшение густоты решетки за счет снижения числа лопаток z приводит к росту профильных потерь в рабочем колесе, поэтому широкое распространение получили двухрядные решетки. Однако экспериментальные данные показывают, что двухрядная решетка позволяет улучшить условия течения на выходе из колеса, но может ухудшить условия течения в области входных кромок второго ряда (рис. 1.25) [145]. В работе [7] ЦИАМ им. П.И. Баранова даны результаты экспериментального исследования структуры потока в периферийном сечении рабочего колеса (рис. 1.26). Для анализа течения выбран один и тот же канал, образованны двумя основными лопатками и разделенный промежуточной лопаткой на два канала. На рисунке даны изолинии, построенные по замерам малоинерционных датчиков давления, показывающие, что в соседних каналах имеет место различное течение, вызванное неравномерным распределением производительности.

Фирма "Мицубиси" выполнила модернизацию турбокомпрессора MET90SE, для дизеля фирмы "MAN B&W" 12К98МС-С, с целью увеличения производительности [203]. После оптимизации рабочего колеса по коэффициенту расхода Фу) пропускная способность увеличена на 12 % без снижения к.п.д. и степени повышения давления.

Исследованию влияния коэффициента расхода Фу) на эффективность полуоткрытых осерадиальных рабочих колес турбокомпрессоров наддува ДВС посвящено мало работ. В основном литературные источники предлагают различные сочетания геометрических параметров рабочего колеса без анализа течения в нем, либо анализ проточных частей конкретных турбонад-дувочных агрегатов, что из-за многопараметричности задачи не позволяет определить причины снижения или увеличения эффективности (рис. 1.27) [46]. Представляется, что наиболее достоверные данные можно получить только при поэлементных исследованиях на основе анализа результатов расчета и испытаний модельных рабочих колес.

Осерадиальные рабочие колеса проектируются на различные коэффициенты теоретического напора i//7. =0,7.0,9(/?^2 =60.90°). В работах [74, 134] проводится сравнение осерадиальных рабочих колес с (Злг = 900 и РЛ2 = 60.70°. Делается вывод, что с уменьшением рЛ2 к.п.д. колеса возрастает, становится шире зона рабочих режимов, улучшается структура потока в колесе, но падает напорность. Для выработки рекомендаций по оптимальному выбору у/т необходимо наличие обширного расчетного и экспериментального материала.

Рис. 1.26. Экспериментально полученные изолинии давления по периферии рабочего колеса при п — 0,9 : и — G=Gmax; б - G=Gopl; в - G=Gmin; значения давлений на изобарах указаны в условных единицах (0,3 соответствует «70 кПа) [8].

Рис. 1.27. Сравнение характеристик двух компрессоров с разными Dj

1,2 и 3 - и2=300, 350 И375 м/с; — и---D,=210h230 мм [46].

Рис. 1.28. Сравнение результатов работ [49] и [223] по расчету потерь на смешение в зависимости от параметров закрутки на входе в диффузор а, = Vg2 /VR2. -работа [49];---работа [191].

Большой ряд работ посвящен изучению потока в диффузоре [45, 49, 68, 69, 79, 88, 107, 108, 128, 134, 135, 141, 145, 147, 148, 152, 176, 179]. Отмечается, что поток, выходящий из рабочего колеса, характеризуется высокой степенью турбулентности, в области смешения имеются значительные флуктуации скорости и угла направления потока, которые дополнительно усложняются неустановившимся процессом отрыва потока. На входе в диффузор пограничные слои на боковых стенках тонкие, но они быстро утолщаются с ростом радиуса. В работе [191] для описания течения в безлопаточном диффузоре предложена модель "струя-след". В этой модели предполагается, что жидкость несжимаема, а направление вектора скорости (но не его величина) постоянно в окружном направлении отдельно для струи и следа были получены дифференциальные соотношения. Интегрируя эти соотношения, можно проследить за переходом потока из неоднородного в однородное состояние. Трение о стенки безлопаточного диффузора и напряжения из-за перемешивания на границе равномерной струи и следа были так же включены в уравнения движения. При этом были обнаружены два совершенно противоположных по смыслу эффекта: обратимый энергообмен и необратимое перемешивание. Обратимый процесс возникает из-за того, что скорость в абсолютном движении в двух зонах (в струе и в следе) меняется различным образом по мере того, как частицы движутся в радиальном направлении, с выполнением условия совместимости в относительном движении. Для описания процесса перемешивания и перехода к однородному потоку в работах [49] использована модель течения с внезапным расширением. Применение такой модели оправдано, так как переход к однородному потоку происходит очень быстро. Обратимое перемешивание в этой модели отсутствует. Потери возникают вследствие перемешивания и трения о стенки диффузора потока с выравниванием параметров. Согласно результатам работы [69], вклад обратимого переноса энергии от струи к следу на ранней стадии крайне незначителен, и им можно пренебречь; на это указывает и хорошее согласие моделей (рис. 1.28). Следует отметить, что перенос энергии от струи к следу не делает течение более равномерным, поскольку обычно давление и температура торможения в абсолютном движении для следа выше, чем для струи. В этой же работе показано, что выравнивание потока происходит под действием либо сил поверхностного трения, либо напряжений трения от перемешивания причем если вклад одного из них уменьшается, то вклад другого возрастает настолько, чтобы скомпенсировать это уменьшение. В работе [176] приведены результаты подробных измерений параметров потока за рабочим колесом (рис. 1.29) лазерным анемометром поперек межлопаточного канала для четырех сечений вдоль радиуса при коэффициенте расхода, соответствующем режиму максимума к.п.д. при заданной частоте вращения. На выходе из рабочего колеса имеется область следа, в которой радиальная скорость хотя и мала, однако отлична от нуля. При других значениях расхода неравномерность потока значительно выше. В работе [193] на основе указанного метода проведено параметрическое исследование влияния степени неравномерности течения на к.п.д., вычисленной по величине повышения давления от полного на входе до статического на выходе. Эти результаты представлены на рис. 1.30. s2 - величина, равная отношению площади следа к общей площади поперечного сечения. Потери становятся заметными только при большой ширине следа и малом отношении скорости в следе к скорости в струе. Скорость затухания возмущений за рабочим колесом такова, что при отношении радиусов 1,2 еще существует некоторая неоднородность в окружном направлении. Так что в большинстве случаев, когда имеется лопаточный диффузор, течение на его входе будет сильно нестационарным

Аэродинамика безлопаточного диффузора сложна из-за большой неравномерности входного потока и преобладающего влияния сил вязкости на частицу при ее движении по длинной траектории от входа к выходу. Из-за искривленности линий тока возникают интенсивные вторичные течения, то есть направления движения частиц поперек канала различны.

Мгновенные значения силы трения, измеренные [216] с помощью термоанемометра, на стенке безлопаточного диффузора показали резкое сниже

Рис. 1.29. Трансформация структуры течения в безлопаточном диффузоре за рабочим колесом с радиальными лопатками [193].

Относительная ширит следа е.

Рис. 1.30. Сравнение расчетных и экспериментальных данных по снижению к.п.д. ступени вследствие смешения потоков (расчеты в учетом всех факторов) [193]. Снижение к.п.д. вычислялось по степени повышения давления от полного давления на входе до статического давления на выходе. экспериментальные данные получены при частоте вращения ротора 14 ООО об/мин: • - т=6,07 кг/с, Л2 = 1,81, г2 = 0,50; А - т=5,31 кг/с, ^ = 2,1 3, у2 = 0,46; ■ - т=4,53 кг/с, ^ = 2,57, у2 = 0,54;-у2 = 0,2;---у2= 0,6. ние коэффициента трения вдоль радиуса (рис. 1.31). Основная часть потерь давления торможения связана с трением о стенки, однако, эти потери не пропорциональны cf, так как с его увеличением уменьшается окружная составляющая скорости. Потери равны сумме потерь трения и потерь смешения. При детальных измерениях в диффузоре мгновенных скоростей и их направления с помощью термоанемометра [68, 176] - рис. 1.32 установлено, что с уменьшением расхода след на выходе рабочего колеса перемещается от передней стенки к задней (в меридиональной плоскости, и в радиальной) на сторону разрежения лопатки до тех пор пока не распространится на большую часть шага лопатки колеса. Отчетливо видна область с пониженными скоростями потока у передней стенки диффузора, образованная из-за перетечек через зазор между лопатками и корпусом, причем на всех расходах. Такое движение следа вызывается вторичным течением, возникающим из-за искривления линий тока в рабочем колесе и вращения. В работе [48] анализировалось поведение следа в рабочем колесе, и был сделан вывод о том, что на положение следа влияет число Ro. Авторы показали, если след имеет большую интенсивность, так, что возникает сильная вторичная завихренность, то сила инерции смещает след из его стабильного положения. Число Ro характеризует, как уже отмечалось, относительное влияние кривизны линий тока на повороте и вращения на вторичное течение в рабочем колесе. При снижении коэффициента расхода и числа Ro большая кориолисова сила смещает след из стабильного положения на передней стенке диффузора на сторону разрежения лопатки, а затем сила инерции сильного вторичного течения перемешает след далее и он располагается вдоль всей задней стенки диффузора.

Для расчета течения в безлопаточном диффузоре разработано много методов [49, 179, 213]. В простейшем случае течение рассматривается как одномерное, с привлечением уравнений неразрывности и количества движения для трубки тока с учетом действия сил трения. Основная сложность заключается в правильном определении поверхности трения.

6 • о по термоанелюметру • no трубке Престона

8 f 7 1 Чр. Пранд-п 19

Рис. 1.31. Изменение коэффициента трения вдоль радиуса в безлопаточном диффузоре [216].

JutJuxи (.iiii:nt ii

Ott5

F I IffJCIklM спч.-нки —■- —— s

Ktxnti.i'uun

I ■/■ = 0.085 , Ro ="0.71

2 (^O.OSS, Ro=0.54

3 ^< = 0.045, Ro=0.48

4 46 — 0.035. Ro -0.42

ЕЗСлед

Рис. 1.32. Линии одинаковых значений мгновенной радиальной составляющей скорости в безлопаточном диффузоре на D'2 =1,024 [68].

Лопаточный диффузор применяют, если необходимо обеспечить высокий к.п.д. центробежного компрессора на расчетной точке. В работе [68] приводятся осредненные коэффициенты статического давления за рабочим колесом и в ступенях с безлопаточными и лопаточными диффузорами (рис. 1.33) в зависимости от коэффициента расхода. Отмечается: эффективность ступеней с безлопаточным диффузором несколько ниже, хотя характеристика ступени в этом случае более пологая. На низких скоростях вращения колеса, когда влияние сжимаемости незначительно, лопаточный диффузор имеет два недостатка. При уменьшении расхода через компрессор, по сравнению с расчетной величиной, осевая составляющая скорости уменьшается, тогда как тангенциальная возрастает, так что угол между радиальным направлением и вектором скорости в абсолютном движении увеличивается, и уменьшение расхода приводит к увеличению угла атаки на диффузор. И наоборот, увеличение расхода по сравнению с расчетным приведет к появлению отрицательного угла атаки на входе в диффузор. Если эти углы становятся слишком большими, то потери резко возрастают, и наступает срыв потока. При больших окружных скоростях допустимый диапазон изменения положительного угла атаки значительно уже. Если окружная скорость колеса становится достаточно большой для того, чтобы сказывались эффекты сжимаемости, то вместо срыва потока при отрицательном угле атаки диффузор запирается в самом узком сечении, то есть в горловине. Диффузор центробежного компрессора имеет малую ширину по сравнению с другими размерами, так что запирание может наступить внезапно. Условия запирания определяются величиной массового расхода, полным давлением, температурой торможения и эффективной площадью поперечного сечения горловины. Эффективная площадь проходного сечения зависит от загромождения потока, главным образом из-за влияния вязкости. Для определения загромождения обычно суммируют долю вытеснения всех пограничных слоев (сумму толщин вытеснения). Запирание горловины определяет максимально возможный приведенный расход через компрессор и, кроме того, может привести к понижению степе

Рис. 1.33. Коэффициенты напора рабочего колеса и ступени с лопаточным диффузором и безлопаточным диффузором [68]. т) кг/с

Рис. 1.34. Зависимость степени повышения полного давления одного и того же рабочего колеса с различными диффузорами, различающимися шириной канала вдоль оси компрессора [221]. Цифрами обозначены тысячи оборотов рабочего колеса в минуту. Угол наклона лопаток диффузора к радиусу 71,5°.

Ширина диффузора:-8,0 мм;---10,7 мм. ни сжатия и уменьшению к.п.д. Очевидно, следует проектировать диффузор с малыми углами атаки, чтобы ограничивать рост потерь и с площадью горловины, достаточно большой, чтобы запирание диффузора не привело к уменьшению расхода через рабочее колесо. В работе [221] (рис. 1.34) даны результаты испытаний трех диффузоров с одним колесом. Характеристики ступеней совершенно различны. При низких окружных скоростях величина максимального расхода значительно больше с широким диффузором, ограничение расхода в узком диффузоре наступило из-за запирания, большой угол атаки в широком диффузоре не привел к повышению в нем потерь. При высоких окружных скоростях различие между значениями максимального расхода при запирании меньше, однако степени повышения давления на границе устойчивости существенно различны. В ступени с широким диффузором запирание происходит в колесе, а с узким - в диффузоре.

Традиционно при проектировании диффузора большое внимание уделяют выбору формы профиля. Однако мало доказательств существенного влияния этого на течение. Установлено [190], что не имеет особого значения каким образом спроектирована передняя часть спинки лопатки, и что угол установки лопаток диффузора ступени с высокой степенью сжатия можно изменять на несколько градусов без заметного влияния на к.п.д. Слабо освещено в литературе влияние числа лопаток и других геометрических величин. В работе [74] отмечается, что почти на всех этапах проектирования и отработки диффузоров обнаруживается, что существующие данные противоречивы, имеют большой разброс или просто неполные.

В работе [68] исследовалось взаимодействие рабочего колеса и лопаточного диффузора с профилями из дуг круга. Эксперименты проводились при низкой окружной скорости, рабочее колесо имело радиальные лопатки на выходе, след занимал 0,4 площади проходного сечения (рис. 1.35). Наиболее интенсивное обратное течение соответствует случаю, когда передние кромки лопаток диффузора расположены в области с минимальной радиальной составляющей скорости за рабочим колесом в ступени с безлопаточным

Рис. 1.35. Распределение радиальной составляющей скорости в сечении, соответствующем относительному радиусу гх/г2 =1,024 [68]: верхние рисунки относятся к лопаточному диффузору (10 лопаток, передняя кромка расположена на относительном радиусе 1,04), нижний - к безлопаточному диффузору. измерения скорости потока проведены на режиме максимального коэффициента повышения давления в ступени с лопаточным диффузором. F- лопатка рабочего колеса, S - промежуточная лопатка рабочего колеса, D V- передняя кромка лопатки диффузора.

Рис. 1.36. Изобары статического давления, отнесенного к величине ри], в безлопаточном диффузоре на режиме по коэффициенту расхода, соответствующем максимальному коэффициенту повышения давления [74]: диффузор с 20 лопатками, передняя кромка расположена на относительном радиусе 1,04, угол передней кромки 70°, угол потока на входе 76°. диффузором. В работе [74] проведено исследование лопаточных диффузоров с измерением поля давлений рис. 1.36. Большая часть повышения статического давления реализуется на входе, в окрестности переднего косого среза диффузора. Здесь возникает большое торможение потока, поток неравномерен и мало зависит от геометрии профиля. На этом же участке обнаружены значительные пульсации скорости, резко угасающие вниз по потоку. В области быстрой подстройки потока к профилям лопаток происходит интенсивное перемешивание потока, что приводит к исчезновению завихренности. На этом же уч;астке возникают основные потери. Потери на безлопаточном участке (1,024 < <1,04) составляли 2 %, на входном участке лопаточного диффузора (1,04<R/R2 <1,175) - 7 %, а в остальной части диффузорного канала вниз по потоку - 1 %.

Современные методы расчета позволяют рассчитать трехмерное вязкое течение в лопаточном диффузоре. В них используется модель пограничного слоя совместно с моделью ядра потока. Точность методов определяется учетом существенной трехмерности течения и возникновения обратных токов.

Актуальной задачей для развития типоразмерных рядов турбокомпрессоров наддува транспортных дизелей является получение расчетных и экспериментальных данных не только в расчетной точке, но и на режимах максимального и минимального расходов [6, 63, 71, 75, 77, 100, 101, 102, 104, 118, 149, 156, 162]. Аналитический способ задания характеристик турбокомпрессоров представлен в работах [9, 24, 74, 76, 80, 97]. Авторы [76] предлагают аналитический способ задания характеристик компрессора с использованием экспериментальных данных. В процессе расчета ветка характеристики компрессора при произвольной частоте ротора воспроизводится двумерной интерполяцией (рис. 1.37) по задаваемым узлам. При наличии достаточно большого количества экспериментальных веток аппроксимация характеристик компрессора выполняется методом наименьших квадратов. Данный подход позволяет при наличии достаточного объема качественного опытного

Рис. 1.37. Расчетная характеристика компрессора ТКР-11 [76]. материала и расчетных зависимостей потерь в проточной части компрессора описать все поле рабочих режимов.

Ведущие зарубежные и отечественные фирмы совершенствование конструкций турбокомпрессоров выполняют с учетом построения типоразмер-ных рядов, используя атласы характеристик ступеней и унификацию (рис. 1.38).

В 1996 году фирма ABB начала производство нового типоразмерного ряда турбокомпрессоров TPL-A, включающего семь типоразмеров, перекрывающих мощностной диапазон дизелей от 1000 кВт, предназначенного для наддува четырехтактных агрегатов. В 1999 году появился ряд турбокомпрессоров TPL-B, предназначенный для двухтактных дизелей. Сегодня идет выпуск турбокомпрессоров TPL-D и TPL-E, с обеспечением степени повышения давления 4,2 и 4,7 соответственно. Основными задачами для фирмы ABB при переходе на новые принципиальные конструкции были: достижение более высоких степеней повышения давления; увеличение пропускной способности ступеней; повышения к.п.д. Достигнутый уровень к.п.д. - 81.82%, для турбокомпрессоров большого типоразмера - 83.85%. Для турбонаддува среднеоборотных и быстроходных дизелей мощностью 500.3500 кВт фирмой разработан ряд TPS-F33, включающий четыре типоразмера на базе рядов RR1 и TPS.D/E. Новые конструкции имеют более высокие степени повышения давления и большие расходы воздуха.

Фирма MAN выпускает турбокомпрессоры NA/S с осевой турбиной и NR/S с радиальной на мощностной диапазон 400.25000 кВт для 2-х и 4-х тактных дизелей. Особое значение фирма придает оптимизации проточной части компрессора.

Фирма Mitsubishi в 1997 году сформировала новый типоразмерный ряд MET-SE. Турбокомпрессор MET90SE при расходе 53 м /с и степени повышения давления 3,6 имеет достаточно высокий к.п.д.

Фирма MTU разработала ряд турбокомпрессоров ZR для новых дизелей в диапазоне мощностей 1000.2250 кВт для наддува мощных быстро

0.99 0.J7 0, (15

0.Ы O.St

0.79 0.77 0.7S

VTR564E ' l

TPL65E

4.0

75

01, ъ с

Q1 '5 70

И)

1

11 65

U)

СП х: и о КО

XI

1 t-

55

TPS57 -F33 TPSS "ч 7D* '

1.5 2 2.S 3 3.S 4 4.5 5 5.5

Compressor pressure ratio

Series 4000 Series 8000 ZR175 ZR195 ZR235 ZR.Z65

0,8 1 1.4 2 3 4 6 8 10 12 16

Volume Flow Rate rrl 5/s

Рис. 1.38. Характеристики турбокомпрессоров наддува дизелей типоразмерных рядов зарубежных фирм. ходных дизелей судов, тяжелых грузовиков, тепловозов. Ряд содержит 4 турбокомпрессора, обеспечивающих в одноступенчатом наддуве степень повышения давления - 5. Характеристики компрессора обеспечивают высокий к.п.д. не только в расчетной точке (81%), но и на нерасчетных режимах (78%). В конструкции используется безлопаточный диффузор.

Фирма КВВ ведет проетирование нового ряда турбокомпрессоров HPR для диапазона мощностей 400.3000 кВт. Ряд содержит 4 турбокомпрессора, обеспечивающих в одноступенчатом наддуве степень повышения давления -5.

Турбокомпрессоры наддува для автотракторных дизелей в диапазоне мощностей 20. 1000 кВт выпускают в объеме 8 млн. штук в год известны западные фирмы: Garrett, Schwitzer, Holset, Mitsubishi, KKK и др. Проблемы, которые приходится решать в этой области параметров практически те же, что и для более крупных турбонаддувочных агрегатов - увеличение степени повышения давления, производительности при повышении эффективности и снижении габаритных параметров. При массовом производстве увеличение к.п.д. ступени компрессора на 1.2% означает получение экономии в сотни миллионов условных единиц. Поэтому работа по повышению эксплуатационных показателей агрегатов наддува крайне актуальна.

Типоразмерый ряд, выпускаемый фирмой Garrett (50% выпуска всех турбокомпрессоров для автотракторных дизелей) включает 14 моделей для дизелей мощностью 30.660 кВт. Фирма ККК является второй по объему выпуска турбокомпрессоров на европейском рынке, выпускает 350 различных модификаций для двигателей мощностью 20. .1000 кВт.

В России разработаны и выпускаются два ряда унифицированных турбокомпрессоров: 1) компактные турбокомпрессоры для наддува быстроходных дизелей с радиально осевой турбиной типа ТКР; 2) турбокомпрессоры с осевой турбиной типа ТК. Каждый типоразмер турбокомпрессора допускает настройку компрессора на требуемый режим работы во всем диапазоне расходов и давлений. По давлению наддува турбокомпрессоры разбиты на три группы: низкого, среднего и высокого давлений. Образцы, выпускаемые ведущими отечественными предприятиями, даны в таблицах 1.1. 1.3.

Анализ характеристик выпускаемых моделей турбокомпрессоров наддува транспортных дизелей зарубежного и отечественного производства показывает, что сегодня в конструкциях компрессоров используются лопаточные и безлопаточные диффузоры. При использовании лопаточных диффузоров на неноминальных режимах при повышенных числах Маха и нестационарности подачи воздуха в цилиндры дизеля необходимы глубокие научные исследования, ^разработка методик расчета характеристик диффузоров, экспериментальные исследования нестационарных процессов.

Обзор литературы, включая работы последних лет, показал сложность и неоднозначность структуры течения потока в элементах проточной части компрессора турбонаддува транспортного дизеля. Физические процессы в осерадиальном рабочем колесе полуоткрытого типа изучены не полностью. В имеющихся моделях течения наличествуют допущения с поправочными экспериментальными коэффициентами, полученными для конкретных геометрических соотношений элементов и режимов. Имеющийся экспериментальный материал в основном получен в постановке многопараметричного влияния и не позволяет сделать выводы о причинах повышения или снижения эффективности объектов исследования. Кроме того, этот материал крайне ограничен, ввиду крайней сложности изготовления и экспериментального изучения объектов исследования, особенно структуры потока в областях, характерных именно для данного типа рабочих колес. При наличии достаточного количества общих методик расчета потока, в том числе вязкого трехмерного потока, отсутствуют надежные модели потерь и к.п.д. элементов для осерадиальных полуоткрытых рабочих колес с произвольной геометрией выхода. Отсутствует в открытой печати методики проектирования элементов проточной части с учетом влияния критериев подобия и основных безразмерных величин. В литературе отсутствует база экспериментальных данных по ступеням компрессоров турбонаддува дизелей и их элементов, что не по

Таблица 1.1

Параметры турбокомпрессоров НПО «Турботехника» и их аналогов [73]

Модель (фирма, страна)

Образец Аналоги Образец Аналоги Образец Аналоги

Показатели ТКР-6-1 («Турбо-техника», Россия) ТКР-6Н (БЗА, Белоруссия) К-14 (ККК, Германия) Т-25 (Garrett, США) ТКР-7С1 («Турботехника», Россия) ТКР-7Н (БЗА, Белоруссия) К-27 (CZ, Чехия) т-з (Garrett, США) ТКР-8 («Турбо-техника», Россия) ТКР-8.5С (ДЗТ, Украина) H2B(Holset, Англия) S3B (Schwitzer, Англия)

Расход воздуха, кг/с 0,14 0,12 0,16 0,14 0,18 0,16 0,18 0,18 0,26 0,23 0,25 0,26

Степень повышения давления 2,0 1,7 1,9 1,9 2,0 1,9 2,0 2,0 2,8 2,3 2,8 2,8 кпд - компрессора 0,7 0,6 0,6 0,69 0,72 0,7 0,72 0,72 0,78 0,69 0,76 0,77

- турбокомпрессора 0,46 0,4 0,4 0,45 0,5 0,47 0,5 0,5 0,56 0,44 0,54 0,56

Модель (фирма, страна)

Показатели Образец Аналоги Образец Аналоги

ТКР-9 («Турботехника», Россия) ТКР-11 (ДЗТ,Украина) К-13, (ККК, Германия) Т-51 (Garrett, США) ТКР-10 («Турботехника», Россия) ТКР-12 (ЯМЗ,Россия) К-36 (CZ,Чехия) TV71 (Garrett. США)

Расход воздуха, кг/с 0,3 0,28 0,3 0,3 0,41 0,40 0,41 0,41

Степень повышения давления 2,9 2,6 2,9 2,9 2,9 2,8 2,9 2,9 кпд - компрессора 0,76 0,71 0,76 0,76 0,77 0,75 0,77 0,77

- турбокомпрессора 0,56 0,48 0,56 0,56 0,57 0,52 0,56 0,56

Таблица 1.2

Турбокомпрессоры ОАО «Турбомоторный завод» [237]

Параметр ТКР 14Н-2Б.2 (4 модификации) ТКР 14Н-8Б ТКР 14Н-9А.2 (2 модификации) ТКР 14Н-8А.2 (модификации) ТКР14С-26 (2 модификации) ТКР 14С-27 ТКР14С-28 ТКР 14В 30 ТКР 14В 40 ЖР23Н-2Б TKP23H-2JI

Степень повышения давления 1,25-1,65 1,55 1,52-1,55 1,70-1,72 1,85-1,90 2,1 2,2 2,7 2,2 1,65 1,45 при Н=0 1,80 при Н=4000 м

Подача компрессора, кг/с, не менее 0,28 - 0,44 0,40 0,31-0,33 0,47 - 0,48 0,40 0,49 0,63 0,90 0,63 1,30 1,2 при Н=0 0,95 при Н=4000 м кпд компрессора с безлопаточным диффузором 0,72 - 0,72 0,72 0,72 - - - 0,72 0,74

КПД компрессора с лопаточным диффузором 0,75 0,75 0,72 0,75 0,75 0,75 0,75 0,73 - - 0,78 при Н = 0 0,76 при Н = 4000 м

Таблица 1.3

Серия

Турбокомпрессор 4ТК Турбокомпрессор ТК18

Турбокомпрессор ТК21 Турбокомпрессор ТК23

Турбокомпрессор ТКЗО

Турбокомпрессор ТКЗЗ Турбокомпрессор ТК34 Турбокомпрессор ТК35 Турбокомпрессор ТК41

Турбокомпрессоры ОАО СКБТ [236]

Модель

4ТК03/04, 4ТК13/14, 4ТК19/20

ТК18Н-01, ТК18Н-02, ТК18Н-03С, ТК18С-21, ТК18С-23," ТК18С-23 (01,02,03,04,05,09,11,12), ТК18С-23(14), ТК18В-19, ТК18В-20, ТК18В-24, ТК18-36

ТК21С-01

ТК23С-01, ТК23С-24, ТК23С-29, ТК23С-37, ТК23С-37 (01,02,03,05,06,07,09), ТК23С-41, ТК23С-43, ТК23С-44, ТК23Н-06, ТК23Н-10, ТК23Н-10 (01), ТК23Н-15, ТК23Н-26, ТК23Н-40, ТК23В-31, ТК23В-36, ТК23В-39

ТК30С-02/05, ТК30Н-04, ТК30Н-(01,02), ТКЗОН-17, ТК30Н-26, ТКЗОН-28, ТК30Н-29

ТКЗЗН-01

ТК34Н-04, ТК34Н-04С, ТК34Н-09, ТК34Н-15, ТК34Н-19, ТК34С-15 ТК35В-08, ТК35В-08(01) ТК41В-08, ТК41В-20, ТК41В-21

Турбокомпрессор ТК48

ТК48С-01 зволяет идентифицировать модели САПР, формировать атласы характеристик и характеристики типоразмерных рядов турбокомпрессоров.

Проведенный обзор позволил сформулировать задачи настоящей работы, целью которой является улучшение эксплуатационных показателей компрессоров турбонаддува с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами, лопаточными и безлопаточными диффузорами оптимизацией газодинамических, геометрических и режимных параметров, позволяющее одновременно повысить эксплуатационные показатели транспортных дизелей.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи исследований:

- разработать уточненную физическую модель течения и потерь в проточной части лопаточных элементов компрессора турбонаддува транспортного дизеля с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами различной на-порности на режимах реальной нагрузки с учетом наличия осевого зазора между корпусом и колесом и лопаточным диффузором с пониженной радиальной протяженностью, характерной для компрессоров наддува автотракторных дизелей;

- разработать расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования проточных частей компрессоров турбонаддува транспортных дизелей в соответствии с физической моделью течения и потерь;

- разработать методику комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува транспортных дизелей, включающую физические эксперименты, модельные и стендовые испытания;

- провести обширные модельные и физические экспериментальные исследования элементов ступени с предварительным расчетно-теоретическим анализом объектов исследования, разработкой технологии изготовлению осе-радиальных полуоткрытых колес и последующим обобщением результатов и выработкой рекомендаций;

- разработать методику расчета коэффициента теоретического напора с произвольной геометрией выхода лопаток; разработать методику расчета потерь в осевом зазоре между осерадиальным полуоткрытым рабочим колесом и корпусом; разработать методику расчета характеристики лопаточного диффузора; провести обширные расчетно-экспериментальные исследования компрессорных ступеней с лопаточными и безлопаточными диффузорами по оптимизации влияния газодинамических, геометрических и режимных параметров на эффективность с учетом работы дизеля на неноминальном режиме и нестационарности подачи воздуха в цилиндры.

Заключение диссертации по теме «Тепловые двигатели», Боровиков, Александр Владимирович

Результаты исследования лопаточных диффузоров использованы при создании высокоэффективных образцов высокооборотных воздуховсасы-вающих агрегатов для мобильных машин в рамках комплексных работ Минобразования и Науки РФ и НПО «Ленинец».

В результате расчетных и экспериментальных исследований проточной части воздуховсасывающего агрегата мобильной машины, включая физическое исследование низкоэнергетических зон в лопаточном диффузоре, в том числе в области минимальных расходов, была разработана одноступенчатая высокооборотная конструкция компрессора (вентилятора) с лопаточным диффузором уменьшенной радиальной протяженности для замены устарев

Гг О ч Г0 /в 30 35 >/0 so 60 SO /оо /2.0. т /60 /80 zoo гго г чо зоо г?о гчо Z09 № т /S3 т № /Z? HS /OS SS 93 89 87 8S 83 t-H - - - - Г" <f/S V00 3?0 3</0 300 Z7Q 252 г зз '230 22 V гп гг/ гго

5 - - - 5,/ S.55 8, о г г Л 6 /%о а,95 7,55 7./S 9,25 7,8 6 о 3,0

Ci /00 /го /40 /60 /80 гоо гго гчо

90 83 80,0 63.5 s,s ЧГ.5 VZ

O.SS

VA 0,2

0,183

0.0Г2

2. го

Видя

Рис. 7.31. Эскиз лопаточной решетки рабочего колеса TIC-88.

Го^Н.кПа

0,01 0,0Z 0,0 Ъ 0,04 у ж^/ а)

0,0-1 0,02 0,05 0,04, Т7 б)

И3/

OJ OJ о

Рис. 7.32. сравнительные характеристики воздуховсасывающих агрегатов мобильных машин: а:--конструкция СПбГАСЭ;------- конструкция Миасского завода;--------граница параметров по ГОСТ. б:--конструкция СПбГАСЭ;-------конструкция Vitek. шего двухступенчатого низкооборотного образца ВВА-1000 ГОСТ 10280-83, выпускаемого в г. Миасс (Челябинская обл.).

В СПбГАСЭ была изготовлена действующая модель воздуховсасы-вающего агрегата, характеристики которой в результате стендовых испытаний (рис. 7.32) показали значительные преимущества по массогабаритным параметрам и технико-экономическим показателям по сравнению с отечественным аналогом и сопоставимость значений с лучшими зарубежными моделями. Прежде всего был значительно увеличен основной паспортный параметр - разрежение на входе при закрытом всасывающем отверстии. Увеличение по сравнению с ВВА-1000 составило 7 кПа (при увеличении установочной мощности от 1000Вт до 1200Вт). Одновременно, уменьшен на 25% массогабаритный показатель по отношению к аналогу.

В настоящее время результаты исследований используются на ЧТЗ (г.Челябинск) при модернизации турбокомпрессоров ТКР-8,5; ТКР-11 и их модернизаций и создании нового поколения турбокомпрессоров для турбо-наддува автотракторных дизелей.

На научно-техническом совете ЧТЗ рассмотрена, утверждена и в дальнейшем опробирована методика проектирования проточной части компрессора турбонаддува транспортного дизеля.

заключение

В результате оптимизации газодинамических, геометрических и режимных параметров компрессоров турбонаддува транспортных дизелей с осерадиальными полуоткрытыми рабочими колесами, лопаточным и безлопаточным диффузором значительно улучшены их эксплуатационные показатели в условиях работы на номинальных и неноминальных режимах, в том числе при повышенных числах Маха и с учетом нестационарности подачи воздуха в цилиндры дизеля: к.п.д. компрессоров турбонаддува повышен на 4.6% по сравнению с существующими отечественными аналогами и соответствует современному мировому уровню; снижен на 3. .4 г/кВт ч удельный расход топлива дизеля, повышены его надежность и экологическая безопасность.

При выполнении работы получены следующие результаты: 1. Уточнена физическая модель течения и потерь в проточной части лопаточных элементов компрессора турбонаддува транспортных дизелей на основе физических экспериментов по визуализации низкоэнергетических зон в осерадиальных полуоткрытых рабочих колес различной напорности на режимах реальной нагрузки с учетом наличия осевого зазора между корпусом и рабочим колесом и в лопаточном диффузоре с пониженной радиальной протяженностью, характерной для турбокомпрессоров наддува автотракторных дизелей, на режимах номинальной и неноминальной нагрузки. Определено, что отрыв потока на задней стороне лопатки осера-диального полуоткрытого рабочего колеса происходит на всех режимах у колес различной напорности с формированием течения типа «струя-след», увеличение напорности рабочего колеса смещает точку отрыва вверх по потоку, локальные отрывные зоны образуются прямо на входе рабочего колеса в пространственном вращающем направляющем аппарате и зависят от распределения нагрузки в лопаточной решетке и режима работы; перетечки в осевом зазоре между рабочим колесом и корпусом на осевом участке минимальны и увеличиваются с ростом радиуса рабочего колеса; все сечение на входе в лопаточный диффузор в меридиональной плоскости занято вязким потоком.

2. Расчетно-методический комплекс для оптимизации и проектирования проточной части компрессоров турбонаддува транспортного дизеля, содержащий авторские и известные адаптированные методики, в отличие от имеющихся отдельных методик, позволяет реально проектировать высокоэффективные проточные части и основан на предположениях и допущениях, полученных в результате анализа физической модели течения и потерь.

3. Использование методики комплексного экспериментального исследования компрессоров турбонаддува транспортных дизелей, включающей поэлементные модельные и физические исследования, исследования нестационарных процессов и стендовые испытания промышленных образцов позволило с необходимой научной глубиной провести поэлементные исследования проточной части компрессора и идентифицировать расчетные модели.

4. Авторская методика расчета коэффициента теоретического напора на основе схемы течения «струя-след» с определением ширины зоны отрыва по результатам расчета распределения скоростей в решетке и параметров пограничного слоя, по сравнению с имеющимися, применима для осеради-альных полуоткрытых рабочих колес с произвольной геометрией выхода лопаток и хорошо согласуется с опытными данными.

5. Расчетные исследования, выполненные в соответствии с разработанной методикой расчета потерь в осевом зазоре между рабочим колесом и корпусом, качественно совпали с экспериментальными в интервале значений <?/62 =0,015.0,126. В диапазоне от <5=0,05 до 5 =0,126 падение к.п.д. рабочего колеса значительное и составляет 3.4%, причем большим величинам осевого зазора соответствует большая скорость падения параметров. Оптимальный зазор определяется значениями 5 =0,04.0,06. Результаты модельного эксперимента хорошо согласуются с результатами физического. Падение к.п.д. рабочего колеса более интенсивное, чем падение коэффициента теоретического напора, что говорит об увеличении коэффициента потерь с ростом низкоэнергетических зон. Созданная на базе расчетной модели с использованием результатов физического и модельного экспериментов математическая модель потерь в осевом зазоре учитывает влияние вращения рабочего колеса и кривизну канала, количественно совпадает с опытными данными и реально используется в промышленности.

6. Созданные в результате оптимизации конструкции проточных частей высокоэффективных осерадиальных полуоткрытых базовых рабочих колес использованы для построения параметрических рядов турбокомпрессоров в диапазонах значений параметров: коэффициент расхода Фр =0,06.0,1; коэффициент теоретического напора ^т=0,7.0,9; потоковая диффузор-ность =1,2. 1,4. Определено, что эффективность рабочего колеса зависит от аэродинамического совершенства лопаточной решетки и влияния газодинамических, геометрических и режимных параметров. В частности: при задании распределения нагрузки невязкого потока по лопаткам рабочего колеса большую нагрузку необходимо сосредоточить в радиальной части, а в осевой части желательно сместить увеличение нагрузки ко входу, чтобы уменьшить скорость потока при переходе из осевого направления в радиальное; при формировании меридионального контура рабочего колеса желательно иметь развитый в осевом направлении вращающий направляющий аппарат до значения 10 =0,3.0,35 и плавную конфигурацию периферийной линии с возможно большим радиусом кривизны, что позволяет существенно снизить уровень скоростей в межлопаточном канале; с учетом баланса между профильными потерями и потерями на ограничивающих поверхностях и уровня относительной скорости на входе рабочего колеса общие потери минимальны в окрестности Фр=0,08; с учетом баланса между уровнем напорности колеса и уравнением профильных потерь можно принять у/ТРОПТ=0,78.0,8; с учетом баланса между уровнем профильных потерь и последующих потерь в неподвижных элементах оптимальный интервал значений потоковой диффузорности w,/w2=l,2.1,4. Использование рекомендуемой оптимизации позволяет получить значения к.п.д. г]'Пп 2 =0,93. 0,94.

7. Сформирован атлас экспериментальных характеристик двухзвенных ступеней турбонаддува с безлопаточными диффузорами в диапазонах значений: Фр =0,06.0,1; у/т=0,7.0,9; w,/w2=l,2.1,4; М„ =0,6. .0,78; Д=1,6.1,8; ft, =0,92.0,94; г;^ =0,87.0,88. Определено, что уменьшение потоковой диффузорности в рабочем колесе ниже wxlw2-1,3 уменьшает потери в колесе, но увеличивает потери в безлопаточном диффузоре. С учетом баланса между ростом коэффициентов потерь в безлопаточном диффузоре и повышением коэффициента восстановления статического давления определен оптимум радиальной протяженности диффузора, составляющий значения Z)4=l,6.1,7. При этом обеспечивается высокая эффективность характеристик ступеней: коэффициент зоны экономичной работы КАфр =0,46. .0,49; коэффициент ширины зоны устойчивой работы

КАФ =0,81.0,83; коэффициент крутизны правой ветки характеристики Кф =0,64. 0,65.

8. Сравнение опытных и расчетных данных показало применимость для практического использования разработанной методики расчета характеристики лопаточного диффузора по задаваемому экспериментальному входному профилю скорости, позволяющей получить профиль скорости на выходе диффузора, разделять потери на виды, учитывать неравномерность потока по ширине канала и окружности.

9. Расчетные и экспериментальные исследования ступеней компрессора турбонаддува с лопаточными диффузорами показали, что в области работы высоконапорных у/т =0,7.0,8 и высокорасходных Фр =0,08.0,09 транспортных агрегатов в условиях повышенных чисел Маха Ми=1.Л,2 целесообразно использовать лопаточные диффузоры, позволяющие значительно снизить габарит турбокомпрессора до Д,=1,3. 1,4 и имеющие эффективность в окрестности расчетной точки не ниже безлопаточных диффузоров. При этом, эффективная работа на неноминальных режимах может быть обеспечена рациональным распределением нагрузки по лопаткам диффузора: отсутствие или минимальный пик скорости на входе 10 =0,22.0,25 задней стороны с последующим безотрывным замедлением и максимальным смещением точки отрыва на передней стороне к выходу, выбором густоты решетки в интервале i!t= 2.2,3, увеличением ширины диффузора на выходе до bjb3=1,1. 1,3, ограничением углов атаки на входе в диффузор значениями г <7.10° для предотвращения сильных нестационарных возмущений и равномерной подачи воздуха в цилиндры дизеля.

10.Экспериментальное исследование работы турбокомпрессоров наддува при повышенных значениях давлений наддува и чисел Маха показало, что при М =0,7. 0,8 имеется сильное влияние сжимаемости воздуха, происходит деформация треугольника скоростей, эффективность работы компрессорной ступени определяется согласованностью всех элементов, особенно при пониженной реактивности рабочего колеса. В этой связи рекомендуется увеличивать перед лопаточным диффузором безлопаточный участок до значения Д=1,12. 1,15.

11.Успешно внедрена на многих предприятиях отрасли методика проектирования проточной части компрессора турбонаддува транспортного дизеля, непосредственно определяющая технологию проектных работ в условиях промышленных предприятий и организаций.

12.Успешно внедрена на предприятиях Санкт-Петербурга технология изготовления осерадиальных полуоткрытых рабочих колес с повышенной густотой решетки на входе, включающая разработанный метод линейчатых поверхностей для аналитического описания формы лопаток пространственного вращающего направляющего аппарата и основные технологические принципы движения режущего инструмента многокоординатного фрезерного станка с ЧПУ.

13.Создан ряд турбокомпрессоров наддува 4-го поколения транспортных дизелей, включающий модернизированные конструкции и образцы с абсолютной принципиальной новизной, реально внедренный на промышленных предприятиях России, в том числе используемый для комплектации транспортный дизель зарубежного производства и имеющий эффективность компрессоров ^=0,82. 0,84.

14.Разработка высокоэффективных турбокомпрессоров наддува позволила значительно улучшить характеристики самого транспортного дизеля. Сравнительные погрузочные характеристики дизеля PC 2-5 с турбокомпрессорами ТК 35В-08, ТК 41В-08 и NA-34 фирмы MAN (ФРГ) показали, что удельный расход топлива дизеля с разработанным турбокомпрессором ТК 35В-08 на 3.4 г/кВт-час. ниже по отношению к отечественному аналогу и на 1.2 г/кВт-час. ниже по отношению к зарубежному аналогу на максимальных режимах. Кроме того, дизели с модернизированными турбокомпрессорами с большей напорностью и к.п.д. имеют дымность отработавших газов на 8. .10% ниже на режиме полной мощности.

15.Экономическая эффективность внедрения выполненных разработок составила около 50 млн. руб.

Список литературы диссертационного исследования доктор технических наук Боровиков, Александр Владимирович, 2005 год

1. Абрамович Г.Н. Прикладная газовая динамика. М.: Наука, 1976. - 888 с.

2. Адлер Д., Кримерман И. Применимость теории невязкого дозвукового течения к реальному течению в рабочем колесе центробежного компрессора. Теоретические основы инженерных расчётов, 1980. - №1. -С. 148-204.

3. Анимов Ю.А., Бородин Ю.С., Голощапов А.А. Влияние конструктивных особенностей воздухозаборного устройства на характеристики компрессора наддува транспортного ДВС. // Двигателестроение, 1996. -№1. С. 59-61.

4. Артёмов Г.А. и др. Системы судовых энергетических установок. Л.: Судостроение, 1980. - 320 с.

5. Афанасьев Б.В., Дроздов Ю.В., Лунёв А.Т. и др. Методы исследования многовальных многоступенчатых компрессоров с помощью математической модели в процессе проектирования. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. -№ 1. С. 21-23.

6. Афанасьев Д.М., Ледовская Н.Н., Огарко Н.И., Орехов И.К. Экспериментально-расчетное исследование структуры потока в периферийномсечении рабочего колеса центробежного компрессора. // Компрессорная техника и пневматика, 1996. №10-11. - С. 18-22.

7. Бабичев М.С. Изготовление радиально-осевых колёс с лопатками объёмной кривизны. // Химическое и нефтяное машиностроение, 1981. №8. -С. 31-33.

8. Балье О. Исследование течения и потерь в центробежных компрессорах. // Энергетические машины и установки, 1970. № 3. - С. 72-97.

9. Баренбойм А., Морозюк Л., Морозюк Т. Совершенствование центробежных компрессоров на основе гидродинамической теории решёток. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 2. - С. 17-18.

10. Батурин С.А. Физические основы и математическое моделирование процессов результирующего сажевыделения и теплового излучения в дизелях: Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук.-Л., 1982.-435 с.

11. Бекиев B.C., Богданов В.Н. Неравномерность параметров потока по ширине проточной части на выходе из рабочего колеса центробежного компрессора. // Компрессорная техника и пневматика, 1996. № 10-11. -С. 15-17.

12. Бондарь В.Н., Малоземов А.А. Технический уровень, состояние производства и перспективы развития дизельных двигателей для промышленных тракторов в Российской Федерации: Труды международной НТК

13. Актуальные проблемы теории и практики современного двигателе-строения». Челябинск, 2003. - С. 20-22.

14. Бордуков В.Т. Отечественное дизелестроение. // Двигателестроение, 1993.-№1-2.-С. 4-7.

15. Бордуков В.Т., Власов Л.И., Новиков Л.А. Повышение экологической чистоты эксплуатируемых промышленных тепловозов. Отчет ЦНИДИ. -СПб, 1997.-88 с.

16. Бредшоу П. Введение в турбулентность и её измерение. М.: Мир, 1974. -278 с.

17. Брук М.А., Виксман А.С., Левин Г.Х. Работа дизеля в нестандартных условиях. Л., Машиностроение, 1981. - 208 с.

18. Булеев Н.И. Пространственная модель турбулентного обмена. М.: Наука, 1989.-400 с.

19. Бунов В.М., Бунова Е.В. Метод комплексной оценки и прогнозирования основных показателей рабочего цикла дизеля: Труды международной НТК «Актуальные проблемы теории и практики современного двигате-лестроения». Челябинск, 2003. - С. 163-166.

20. Бухарин Н.Н. Моделирование характеристик центробежных компрессоров. -Л.: Машиностроение, 1983. 214 с.

21. Бывшев Ю.В., Горбунов А.И., Загородников А.Г., Поздеев Л.А., Щербинин В.Н. Влияние формы лопаток колеса на эффективность центробежного компрессора. // Двигателестроение, 1991. №8-9. - С. 39-42.

22. Взоров Б.А., Адамович А.В., Арабян А.Г. и др. Тракторные дизели: Справочник. / Под общ. ред. Б.А. Взорова. М.: Машиностроение, 1981.

23. Виршубский И.М., Рекстин Ф.С., Шквар А .Я. Вихревые компрессоры. -Л.: Машиностроение, 1988.-271 с.

24. Воинов А.Н. Сгорание в быстроходных поршневых двигателях. Изд-е 2 перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1977. - 277 с.

25. Вырубов Д.Н., Иващенко Н.А., Ивин В.И. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей. М.: Машиностроение, 1983. - 372 с.

26. Вячкилев О.А., Лунёв А.Т., Дроздов Ю.В. Система проектирования проточной части центробежных компрессоров. Проектирование и исследование компрессорных машин. Вып. 4. Казань, 1999.

27. Гад ель - Хак. Методы визуализации нестационарных течений: обзор. // Современное машиностроение, 1989. - № 5. - С. 164-179.

28. Галёркин Ю.Б. К оценке некоторых методов измерения и расчёта газодинамических характеристик модельных ступеней и нагнетателей природного газа. // Компрессорная техника и пневматика, 2001. № 2.

29. Галёркин Ю.Б. Экспериментальные исследования и развитие методов проектирования, основанных на анализе пространственного потока: Труды научной школы компрессоростроения СПбГТУ. НПК СПбГТУ, 2000.

30. Галёркин Ю.Б., Прокофьев А.Ю. Оценка эффективности нагнетателей природного газа с помощью разного рода КПД при заводских испытаниях. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 2. - С. 23-25.

31. Галёркин Ю.Б., Рекстин Ф.С. Методы исследования центробежных компрессорных машин. Л.: Машиностроение, 1969. - 303 с.

32. Галёркин Ю.Б., Селезнёв К.П. Визуализация характерных зон течения в элементах проточной части центробежных компрессоров с помощью напыления мелкодисперсного твёрдого красителя. // Энергомашиностроение, 1980,-№5.-С. 3-4.

33. Гатауллин Н.А., Гафуров Г.Г., Галеев А.Х. и др. Малоразмерные автотракторные турбокомпрессоры. Разработка ОАО «КАМАЗ», 2003.

34. Гладков О.А., Лерман Е.Ю. Создание малотоксичных дизелей речных судов. Л., Судостроение, 1990. - 112 с.

35. Глушков Б.К., Селянская Е.Л., Касьянов С.В. Методические вопросы обработки результатов газодинамических испытаний нагнетателей и СПЧ на воздухе и природном газе. // Компрессорная техника и пневматика, 2002.-№ 8.-С. 30-32.

36. Говорущенко Н.Я. Экономия топлива и снижение токсичности на автомобильном транспорте. -М.: Транспорт, 1990. 135 с.

37. Гофлин А.П., Шилов В.Д. Судовые компрессорные машины. JL: Судостроение, 1977. - 272 с.

38. Гуревич Я.А. Дизели ОАО «Турбомоторный завод» и перспективы их применения: Труды международной НТК «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения». Челябинск, 2003. -С. 25-29.

39. Дейч М.Е. Техническая газодинамика. М.: Энергия, 1974. - 592 с.

40. Дейч Р.С., Иовлев В.Н., Циплёнкин Г.Е. Характерные черты конструкции современного турбокомпрессора. // Двигателестроение, 2001. № 1. -С. 15-17.

41. Ден Г.Н. Механика потока в центробежных компрессорах. Л.: Машиностроение, 1973. - 272 с.

42. Дехович Д.А. Выбор наружного диаметра входа колеса компрессора. // Двигателестроение, 1982. № 4. - С. 22-23.

43. Джонсон М, Мур Ю. Потери при смешении вторичных потоков в рабочем колесе центробежного компрессора. // Энергетические машины и установки, 1983.-№ 1.-С. 18-19.

44. Джонсон М, Мур Ю. Развитие срывных зон в межлопаточных каналах центробежного колеса. // Энергетические машины и установки, 1980. -№2.-С. 123-133.

45. Джонстон Д., Дин Р. Потери в безлопаточных диффузорах центробежных компрессоров и насосов. // Энергетические машины и установки, 1966. -№ 1.-е. 54-70.

46. Джонстон Д. Метод визуализации воздушного потока с помощью следов на стенках вращающихся поверхностей. // Теоретические основы инженерных расчётов, 1964. № 4.

47. Джонстон Д. Подавление турбулентности в течениях со сдвигом во вращающихся системах. // Теоретические основы инженерных расчётов, 1973.-№2.-С. 131-140.

48. Джонстон, Эйд. Турбулентный пограничный слой на лопатках центробежного компрессора. Расчёт эффектов кривизны поверхности и вращения. // Теоретические основы инженерных расчётов, 1978. №3. -С. 139-147.

49. Дизели: Справочник. Изд-е 3 перераб. и доп. // Под общ. ред. В.А. Ваншейдта, Н.Н. Иванченко, JT.K. Коллерова. Д.: Машиностроение. Ленигр. отд-ние, 1977. - 480 с.

50. Диксон С. Механика жидкости и газов. Термодинамика турбомашин. / Перевод с английского. М.: Машиностроение, 1981.-213 с.

51. Добродеев В.П., Добродеев А.В. Термогазодинамический расчёт малорасходных центробежных компрессоров высокого давления с учётом тепловых потоков по корпусам и диафрагмам. // Компрессорная техника и пневматика, 2002.-№ з. С. 14-15.

52. Дорфман JI.A. Численные методы в газодинамике турбомашин. Д.: Энергия, 1974.-272 с.

53. Дружинин П.В., Радченко В.А. Совершенствование характеристик дизель-электрических установок в системах автономного энергообеспечения. СПб.: ВИТУ, 2003. - 366 с.

54. Дэвис. Расчет трехмерного пограничного слоя на неподвижных ограничивающих стенках центробежных турбомашин. // Теоретические основы инженерных расчетов, 1970. № 3. - С. 202-216.

55. Елгаев О.Н., Гаврилов А.А. Биологическая безопасность эксплуатации двигателей внутреннего сгорания: Труды международной НТК «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения».- Челябинск, 2003. С. 187-189.

56. Елизаров A.M., Ильинский Н.Б., Поташев А.В. Обратные краевые задачи аэрогидродинамики. М.: Наука, 1994. - 436 с.

57. Ефимов С.И., Иващенко Н.А., Ивин В.И. и др. Двигатели внутреннего сгорания: Системы поршневых и комбинированных двигателей. / Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. Изд-е 3 перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1985. 456 с.

58. Ждановский Н.С., Николаенко А.В. Надёжность и долговечность автотракторных двигателей. Л.: Колос, 1981. - 295 с.

59. Журавлёв Ю.И. Принципы расчёта одноступенчатых нагнетателей природного газа мощностью 6.25 МВт. // Компрессорная техника и пневматика 2002.-№ 12. С. 10-15.

60. Захаров Л.А. Повышение технико-экономических показателей бензиновых двигателей: Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук. Н. Новгород: НГТУ, 2000. - 398 с.

61. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М.: Машиностроение, 1975. - 559 с.

62. Измайлов Р.А. Нестационарные аэродинамические процессы в центробежных компрессорах: Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук. Л.: 1987.

63. Иноуэ, Компти. Экспериментальное исследование потока, выходящего из центробежного рабочего колеса в безлопаточный и лопаточный диффузоры. // Энергетические машины и установки, 1984. №2. - С. 80-93.

64. Иноуэ. Радиальные безлопаточные диффузоры. Перепроверка теорий Дина Сену и Джонетона - Дина. // Теоретические основы инженерных расчётов, 1983. - № 1. - С. 108-114.

65. Иноуэ. Экспериментальное исследование перетекания газа через радиальный зазор в осевом компрессоре. // Энергетические машины и установки, 1986.-№ 1. С. 6-14.

66. Иншаков А.П., Левцев А.П. Моделирование динамических процессов в турбокомпрессоре тракторного дизеля. // Тракторы и сельскохозяйственные машины, 2001. № 8. - С. 12-14.

67. Исида, Сену. Потери давления из-за концевого зазора в центробежных воздуходувках. // Энергетические машины и установки, 1981. №2. -С. 16-18.

68. Каминский В.Н. Турбонаддув путь к повышению технико-экономических и экологических параметров тракторных и комбайновых двигателей. Тракторы и сельскохозяйственные машины, 2001. — № 4. -С. 8-11.

69. Кампсти Н. Аэродинамика компрессоров. М.: Мир, 2000. - 688 с.

70. Козлов С.И., Погодин С.И. Аналитический способ задания характеристик компрессоров и турбин комбинированных двигателей. // Двигателе-строение, 1982. № 4. - С. 24-26.

71. Костин А.К., Пугачёв Б.П., Кочинев Ю.Ю. Работа дизелей в условиях эксплуатации. Л.: Машиностроение, 1989. - 284 с.

72. Костин А.К., Ермекбаев К.Б. Эксплуатационные режимы автотракторных дизелей. Алма-Ата: Наука, 1988. - 192 с.

73. Косуге, Ито, Наканиси. Исследование условий возникновения срыва потока и помпажа в центробежных компрессорах. // Энергетические машины и установки, 1982. № 4. - С. 65-70.

74. Крейн. Метод автоматизированного проектирования рабочих колёс центробежных компрессоров. // Энергетические машины и установки, 1984. № 2. - С. 108-115.

75. Крутов В.И. Автоматическое регулирование и управление двигателем внутреннего сгорания. М., Машиностроение, 1989. - 416 с.

76. Кукис B.C., Хасанова M.J1. Повышение экологической безопасности двигателей мобильной техники. Проблемы проектирования, строительства и эксплуатации автомобильных дорог. В сб. Науч. тр. МАДИ (ГТУ). -М., 2001.-С. 130-132.

77. Кульчицкий А.Р. Токсичность автомобильных и тракторных двигателей: Учебное пособие. Владимир: Владим. гос. ун-т, 2000. - 256 с.

78. Лазарев Е.А. Основные принципы, методы и эффективность средств совершенствования процесса сгорания топлива для повышения технического уровня тракторных дизелей. Челябинск: изд-во ЮУрГУ, 1995. -360 с.

79. Ландау Л.Д., Лифшиц Е.М. Гидродинамика. М.: Наука, 1986. - 736 с.

80. Лебедев С.В., Решетов В.И., Лебедева Г.В. Формирование рационального поля технических характеристик дизелей унифицированного типоразмера. // Двигателестроение, 2002. № 4. - С. 18-22.

81. Ледовская Н.Н. Ячеистые структуры в каналах диффузоров. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 12. - С. 4-9.

82. Либерфорт Г.Б. Судовые двигатели и окружающая среда. Л.: Судостроение, 1979. - 144 с.

83. Лойцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. М.: Наука, 1987. - 840 с.

84. Малашкин О.М. Технический уровень и тенденции развития конструкций тракторных двигателей. // Тракторы и сельскохозяйственные машины, 1970.-№4.-С. 15-16.

85. Масимо, Ватанабе, Арига. Влияние перетекания жидкости на характеристики центробежного компрессора. // Энергетические машины и установки, 1979. № 3. - С. 37-43.

86. Матиевский Д.Д., Дудкин В.И., Батурин С.А. Участие сажи в рабочем цикле дизеля и индикаторный КПД. // Двигателестроение, 1983. — № 3. — С. 54-56.

87. Металликов С.Н., Бывшев Ю.В., Горбунов А.И., Буев В.А. Влияние торцевого зазора на параметры центробежного компрессора. // Двигателестроение, 1979. № 12. - С. 24-26.

88. Методические указания по проведению теплотехнических и газодинамических расчётов при испытаниях газотурбинных газоперекачивающих агрегатов. -М.: ВНИИГАЗ, 1999.

89. Мун-чанг Чой, Дае-сунг Ванг, Кванг-ха Су и др. Коммерческая разработка небольшого высокооборотного центробежного компрессора. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 11. - С. 2-5.

90. Мур. Оценка характеристик рабочего колеса центробежного компрессора по результатам расчёта пространственного течения вязкой жидкости. // Энергетические машины и установки, 1984. № 2. - С. 100-108.

91. Мурзин B.C. Направления совершенствования транспортных двигателей: Труды международной НТК «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения». Челябинск, 2003. - С. 45-46.

92. Нечаев Л.В. Показатели работы топливной аппаратуры и рабочего процесса дизелей типа 6 ЧН 15/18 при их форсировании до

93. Ре 1,05-1,15 МПа: Труды международной НТК «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения». - Челябинск, 2003. -С. 124-128.

94. Николаенко А.В. Координация научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ в области диагностики двигателей. II Двигателе-строение, 1985. -№ 8.

95. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотранспортных двигателей. М.: Колос, 1984. - 335 с.

96. Николаенко А.В., Ложкин В.Н. Экологические проблемы автомобильного транспорта в России и пути их решения. // Двигателестроение, 2002. -№4.-С. 31-33.

97. Николаенко А.В., Шкрабак B.C., Моргулис-Якушев В.Ю., Басов Ф.Х. Сравнительный анализ эффективности установки газотурбинных двигателей на мощные сельскохозяйственные тракторы. // Двигателестроение, 1987. -№ 10.

98. Николаенко А.В., Шкрабак B.C., Зуев В.П. История теплоэнергетики. -СПб.: СПБГАУ, 1998. 239 с.

99. Новоселов А.Л., Новоселов С.В., Мельберт А.А., Унгефук А.В. Снижение токсичности автотракторных дизелей: Учебное пособие. Барнаул: АлтГТУ им. И.И. Ползунова, 1996. - 123 с.

100. Ноткина И.М., Стрижак Л.Я. Повышение эффективности безлопаточных диффузоров малорасходных центробежных компрессорных ступеней на основе анализа вязкого трехмерного потока. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 10. - С. 20-25.

101. Обзор докладов по наддуву и турбокомпрессорам. Конгресс CIMAC. Копенгаген. 1998. // Двигателестроение, 1998. -№ 4. С. 42-45.

102. ПО.Огарко Н.И. Влияние торцевого зазора в полуоткрытом рабочем колесе на параметры центробежной ступени при различном профилировании лопаток. // Компрессорная техника и пневматика, 1996. № 10-11. -С. 23-28.

103. Орлин А.С., Круглов М.Г. и др. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей. М.: Машиностроение, 1983.-375 с.

104. Памприн. Аэродинамика малогабаритных компрессоров и вентиляторов. // Энергетические машины и установки, 1973. № 3. - С. 125-132.

105. Памприн. Метод расчёта загромождения колёс центробежных компрессоров. // Энергетические машины и установки, 1981. № 4. - С. 97-107.

106. Пандия, Лакшиминараяна. Исследование структуры потока в области радиального зазора внутри и на выходе из межлопаточного канала рабочего колеса компрессора. Часть 1 и 2. // Энергетические машины и установки, 1983.-№ 1.-С. 11-16.

107. Петриченко P.M. Физические основы внутрицилиндровых процессов в двигателях внутреннего сгорания: Учебное пособие. Л.: Изд-во Ле-нингр. Ун-та, 1983. - 274 с.

108. Петровский Н.В. Режимы работы судовых двигателей. М., Морской транспорт, 1953. - 152 с.

109. Пирогов A.M., Стативкин Г.П., Янчеленко В.А. Проблемы и перспективы создания малотоксичных дизелей. // Двигателестроение, 1993. № 1-2.-С. 49-54.

110. Поветкин Г.М., Васильев М.С., Азбель А.Б. и др. Исследование эффективности работы тракторного двигателя с турбонаддувом на переходных режимах. // Тракторы и сельскохозяйственные машины, 1988. № 12. -С. 14-16.

111. Погодин С.И. Рабочие процессы транспортных турбопоршневых двигателей. М.: Машиностроение, 1978. - 311 с.

112. Преображенский В.П. Теплотехнические измерения и приборы. М.: Энергия, 1978.-702 с.

113. Пугачев Л.И. Развитие легких быстроходных транспортных дизелей. // Двигателестроение, 1993. № 1-2. - С. 29-33.

114. Пфляйдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. М.: Машгиз, 1960.-683 с.

115. Разработка и исследование центробежных компрессорных ступеней для высоких давлений наддува. Отчёт 306740/ЛПИ. 1989. - 252 с.

116. Раухман Б.С. Расчёт обтекания несжимаемой жидкостью решёток профилей на осесимметричной поверхности тока в слое переменной толщины. //Известия АН СССР, МЖГ, 1971. -№ 1. -С. 83-89.

117. Рей. Д., Макмейнл Д. Тепловые насосы. / Пер. с англ. М.: Энергоиздат, 1982.-224 с.

118. Рис В.Ф. Центробежные компрессорные машины. Л.: Машиностроение, 1981.- 350 с.

119. Роджерс. Зависимость срывных режимов течения в центробежном колесе от коэффициентов торможения. // Энергетические машины и установки, 1978,-№4.-С 116-131.

120. Роджерс. Эксперименты с моделью свободно-вращающегося безлопаточного диффузора. // Энергетические машины и установки, 1975. № 2.

121. Сальников B.C. К расчёту осесимметричного потока газа в турбомаши-нах. В кн.: Лопаточные машины и струйные аппараты. М.: Машиностроение, 1972. - Вып. 6. - С. 25-48.

122. Сафин А.Х. Стандарты и нормы Американского Нефтяного Института (API) в области нефтегазового оборудования и установок. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 9. - С. 24-28.

123. Сафин А.Х. Тенденции в технико-экономической структуре производства и развитии компрессорного оборудования. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 2. - С. 4-9.

124. Селезнёв К.П., Галёркин Ю.Б. Теория и расчёт турбокомпрессоров. Л.: Машиностроение, 1986.-390 с.

125. Селезнёв К.П., Галёркин Ю.Б. Центробежные компрессоры. Л.: Машиностроение, 1982.-271 с.

126. Селезнёв К.П., Галёркин Ю.Б., Зуев А.В. Некоторые результаты исследования высокорасходных колёс центробежных компрессоров с цилиндрическими и пространственными лопатками. // Энергомашиностроение, 1977.-№ 12.-С. 14-16.

127. Селезнёв К.П., Галёркин Ю.Б., Попова Е.Ю. Упрощённая математическая модель потерь в центробежной компрессорной ступени. В сб. Теплообмен в энергетических установках и повышение эффективности их работы. Воронеж: ВПИ, 1988. - С. 76-84.

128. Селезнёв К.П., Савин Б.Н. Основы применения САПР в компрессоро-строении.-Л.: ЛПИ, 1986.- 81 с.

129. Селезнёв К.П., Савин Б.Н., Савина Л.В., Биба Ю.И. Система автоматизированного проектирования проточной части одноступенчатого центробежного компрессора. // Энергетика, 1991. № 1. -С. 54-58.

130. Селезнёв К.П., Стрижак Л.Я. О некоторых проблемах термогазодинамики центробежных компрессоров высокого давления. // Изв. Вузов. Машиностроение, 1993. -№ 7-9.

131. Семенов В.М., Власенко В.Н. Трактор. М.: Агрономиздат, 1989. -352 с.

132. Сену, Исида. Потери давления, обусловленные концевым зазором. // Энергетические машины и установки, 1986. № 1. - С. 33-39.

133. Сену, Исида. Улучшение характеристик компрессоров, обусловленные концевым зазором лопаток центробежных рабочих колес. // Энергетические машины и установки, 1988. № 1. - С. 100-107.

134. Сену, Хаями и др. Экспериментальное исследование течения в сверзву-ковом центробежном рабочем колесе. // Энергетические машины и установки, 1979.-№ 1.-С. 36-45.

135. Сену, Ямагути, Ниши. Визуальное исследование пространственного течения в центробежном компрессоре. // Энергетические машины и установки, 1968.-№3,-С. 26-35.

136. Симонов A.M. Разработка проточной части ступеней центробежных компрессоров с осерадиальными рабочими колёсами. // Химическое и нефтяное машиностроение, 1987. № 10. - С. 4-7.

137. Симонов A.M., Россель В.В., Гнездилов С.М. Исследование эффективности лопаточных диффузоров унифицированных высоконагюрных центробежных нагнетателей. // Компрессорная техника и пневматика. -С. 38-40.

138. Симеон А.Э., Каминский В.Н., Моргулис Ю.Б. и др. Турбонаддув высокооборотных дизелей. М.: Машиностроение, 1976. - 288 с.

139. Скубачевский Г.С. Авиационные и газотурбинные двигатели. М.: Машиностроение, 1969. - 543 с.

140. Степанов Г.Ю. Гидродинамика решёток турбомашин. М.: Физмашгиз, 1962.-512 с.

141. Стрижак Л.Я., Суслина И.П. Исследование безлопаточных диффузоров: Труды научной школы компрессоростроения СПбГТУ. НПК СПбГТУ, 2000.

142. Техническая документация на турбокомпрессор ТКР 23Н-2Б АО «Звезда». 1997.

143. Траупель В. Тепловые турбомашины. Т 1. М.: Госэнергоиздат, 1961. -343 е.; Т. 2. - М.: Госэнергоиздат, 1963. - 360 с.

144. Тузов Л.В., Недошивин А.И. Дизелизация речного флота России. // Двигателестроение, 1993. № 1-2. - С. 43-46.

145. Турбокомпрессоры для наддува дизелей: Справочное пособие. Л.: Машиностроение, 1975. - 200 с.

146. Тучина И.А., Митрофанов В.П. Исследование течения в рабочих колёсах центробежных компрессоров в относительном движении методом визуализации: Труды научной школы компрессоростроения СПбГТУ. НПК СПбГТУ, 2000.

147. Уваров В.В. Газовые турбины и газотурбинные двигатели. М.: Высшая школа, 1970.-319 с.

148. Федяевский К.К., Гиневский А.С., Колесников А.В. Расчёт турбулентного пограничного слоя несжимаемой жидкости. Л.: Судостроение, 1973. -256 с.

149. Фибрикант Н.Я. Аэродинамика: Общий курс. М.: Наука, 1964. - 814 с.

150. Ха. Численное моделирование вторичных течений и перетеканий через радиальный зазор в изолированном рабочем колесе осевого компрессора. // Энергетические машины и установки, 1986. № 1. - С. 14-21.

151. Ханин Н.С., Аболтин Э.В., Лямцев и др. Автомобильные двигатели с турбонаддувом. М.: Машиностроение, 1991. - 336 с.

152. Харада. Рабочие характеристики открытых и закрытых рабочих колёс центробежного компрессора. // Энергетические машины и установки, 1985.-№2.-С. 179-185.

153. Хаями, Сену, Узки. Экспериментальное исследование течения во входном участке центробежного компрессора с помощью лазерного измерителя скорости. // Энергетические машины и установки, 1985. № 2. -С. 185-192.

154. Холщевников К.В. Теория и расчёт авиационных лопаточных машин. -М.: Машиностроение, 1970. 609 с.

155. Циплёнкин Г.Е., Дейч Р.С. Обзор докладов по турбокомпрессорам. Конгресс CIMAC. Гамбург. 2001. // Двигателестроение, 2001. № 4. - С. 5559.; 2002. - № 1. - С. 30-31.; 2002. -№ 2. - С. 43-46.

156. Циплёнкин Г.Е., Дейч Р.С. Размеры и массы турбокомпрессоров для наддува дизелей. // Двигателестроение, 1983. № 4. - С. 46-48.

157. Численные методы в динамике жидкостей. / Пер. с англ. М.: Мир, 1981.-407 с.

158. Шелков С.М., Коробков Ю.П., Алейников С.К., Алыниц Л.Г. Развитие производства малооборотных судовых дизелей по лицензии «МАН -БиВ» на Брянском машиностроительном заводе. // Двигателестроение, 1993.-№ 1-2.-С. 26-29.

159. Шкарбуль С.Н., Жарковский А.А. Метод расчета пространственного пограничного слоя и к.п.д. для вращающегося рабочего колеса: расчет на лопастях и в низкоэнергетической области. // Компрессорная техника и пневматика, 1994.-№3. С. 27-31.

160. Шкарбуль С.Н., Жарковский А.А. Гидродинамика потока в рабочих колесах центробежных турбомашин. СПб.: СПбГТУ, 1996. - 356 с.

161. Шкарбуль С.Н. Исследование пространственных течений вязкой жидкости в рабочих колёсах центробежных компрессоров. Диссертацияна соискание ученой степени доктора технических наук. Л.: ЛПИ им. М.И. Калинина, 1974.

162. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя. М.: Наука, 1969. - 742 с.

163. Шнепп В.Б. Конструкция и расчёт центробежных компрессорных машин. М.: Машиностроение, 1995. - 240 с.

164. Щуровский В.А., Синицын Н.С. Опыт применения международных стандартов при испытаниях компрессоров природных газов. // Компрессорная техника и пневматика, 2002. № 6.

165. Эккардт. Мгновенные измерения в выходящем из рабочего колеса центробежного компрессора потока типа «струя-след». // Энергетические машины и установки, 1975. № 3. - С. 38-49.

166. Эккардт. Подробное исследование течения в высокоскоростном рабочем колесе центробежного компрессора. // Теоретические основы инженерных расчётов, 1976. № 3. - С. 156-172.

167. Эккерт Б. Осевые и центробежные компрессоры. М.: Машгиз, 1959. - 679 с.

168. Янсен В. Вращающийся срыв потока в радиальном безлопаточном диффузоре. // Теоретические основы инженерных расчетов, 1964. № 4.

169. ABB Turbocharger TPL.—В for 2-stroke engines. Product Information, 2000.

170. Acceptance and Performance Test on Turbo compressors and Displacement Compressors. Test Procedure and Comparison with Guaranteed Values. VDI 2045. 1993.

171. Adler D, Krimerman Y. On the relevance of inviscid subsonic flow calculations to real centrifugal impellers flow. Transactions of ASME. Journal of Fluids Engineering, 1980, vol № 102, № 1, 78 - 84 pp.

172. Brun K., Kurz R. Measurement uncertainties encountered during gas turbine driven compressor field testing // ASME paper 98 GT - 1. 1998.

173. Came P. The development, application and experimental evaluation of a design procedure for centrifugal compressors. Proc. Inst. Mesh Engrs - 1978, vol 192, pp. 49-67.

174. Casey M.V. 1983 A computational geometry for the blades and internal flow channels of centrifugal compressor. Trans ASME Journal of Engineering for Power 105: 288-95.

175. Casey M.V. 1986 Centrifugal compressor performance at design and off design. Proc. Institute of Refrigeration.

176. Centrifugal Compressors for Petroleum, Chemical, and Gas Service Industries, API Standard 617, sixth edition. 1995.

177. Czerny L., Klotz H., Schmidt U. «Advanced turbochargers for highperfor-mance turbocharging systems».CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 312—-320.

178. Czerny L., Klotz H., Schmidt U. «Advanced turbochargers for highperfor-mance turbocharging systems».Diesel and Gas Turbine Worldwide Catalog, 2000.

179. Dean R С 1971 On the unresolved fluid dynamics of the centrifugal compressor. In Dean R С (ed) Advanced Centrifugal Compressors. ASME. ch 1.

180. Dean R C, Senoo Y 1960 Rotating wakes in vaneless diffusers. Trans ASME Journal of Basic Engineering 82: 563 -74.

181. Eckardt D. Analysis of the unsteady vet wake flow at centrifugal compressor discharge. Zeszyty naukowe politechniki Lodzkies, 1979, № 349, pp. 93 -106.

182. Eckardt D 1979 Jet-Wake mixing in the diffuser entry region of a high speed centrifugal compressor. Joint Symposium on Design of Fluid Machinery 1: 301 -20 IAHR/ASME/ASCE.

183. HaucisenV., StoverinkR. «TPL—the reable turbocharger platform». CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 459-466.

184. Heyes F.J.G. and Myszko M. The use of computational fluid dynamics in the design of. Turbochargers using the Napier 297 as a case study. CIMAC, Copenhagen 1998, v. 4. 1017—1028.

185. Higashimori H., Ibaraki S. and Mikogami T. Flow study on a centrifugal compressor impeller for turbocharger / CIMAC, Copenhagen 1998, v. 4, p. 1007—1016.

186. Hirsch C, Denton J D 1981 Throughflow calculations in axial turbomachin-ery. AGARD AR 175.

187. Hirsch C, Warzee G 1979 An integrated quasi 3D finite element calculation program for turbomachinery flows. Trans ASME Journal of Engineering for Power 101: 141-8.

188. Hunziker R., Jacoby P. «А new series of small turbochargcr for high flow rates and high pressure rations» CIMAC 2001, Hamburg, v. 2,321—331.

189. Ibaraki S. «Flow investigation of transonic centrifugal compressor for turbo-charger». CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 339—346.

190. Jansen W, Moffaty W С 1967 The off-design analysis flow compressors. Trans ASME Journal of Engineering for Power 89: 453 62.

191. Japikse D 1987 A critical evaluation of three centrifugal compressors with pedigree data sets, Part 5 Studies in component performance. Trans ASME Journal of Turbomachinery 104: 1-9.

192. Jennions I K, Stow P 1986 The importance of circumferential non-uniformities in a passage-averaged quasi-three-dimensional turbomachinery design system. Trans ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power 108: 240-5.

193. Jnoue, Kuroumaru, Wakahara, Jwamoto. Strukture of tip clearance flow in axial rotating blades. Transactions of the Japan Society of Mechanikal Engineers, 1988, v 54, №498, 435-441.

194. Kimura M. «New development on turbocharger for extended capacity». CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 467-476.

195. Krain H 1987 Swirling impeller flow. 32nd ASME Gas Turbine Conference and Exhibit? Anaheim, California. Paper 87 GT- 18.

196. Kramer K. Untersuchung der structur der stromung in linem diagonalen ver-dichterlanfrad mit einer spegiel bn methode zur sichtbarmachung von wand-stramlimen. Maschinenbantechnic, 1981, p 276 - 278.

197. Kundera R. and Paril J. The development of PBS Turbo modern turbocharg-ers/Copenhagen 1998. v. 4, 1039—1052.

198. Novak R A, Hearsey R M 1977 A nearly three-dimensional intrablade computing system for turbomachinery. Trans ASME. Journal of Fluid Engineering 99:15 6-66.

199. Performance Test Code on Compressors and exhauster. ASME PTC -101993.

200. Rippl A. «Engine builder's and customer's demands made on an exhaust gas turbocharger and consequent realisation in a new developed turbocharger generation». CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 477—486.

201. Rodgers С 1982a The performance of centrifugal compressor channel diffuses. ASME Paper 82 GT - 10.

202. Sayyed S., Aerodynamic Shop Testing Multistage Centrifugal Compressors and Predicting Gas Performance // ASME paper 78 Pet - 28. 1978.

203. Schreiber W, Chrisiensen H.H., Hunziker R. TPL—A New Turbocharger Series Built for Future Engine Development. CIMAC, Copenhagen 1998, v. 4. 1029—1038.

204. Senoo Y, Ishida M 1986 Pressure loss due to clearance of centrifugal impeller. Trans ASME Journal of Turbomachinery 109: 55 61.

205. Schmitt W., Thomas V. Comparison of test measurements taken on a pipeline compressor-or/gas turbine unit in the workshop and on site // ASME paper 95 -GT- 125. 1995.

206. Smith L N 1966 the radial-equilibrium equation of turbomachinery. Trans ASME Journal of Engineering for Power 88: 1 12.

207. Spurr A 1982 A prediction of 3D transonic flow in turbomachines using a combined throughflow and blade-to blade time marching method. International Journal of Heat & Fluid Flow 2(4).

208. Stanitz J D 1952 Some theoretical aerodynamic investigations of impellers in radiak and mixed flow centrifugal compressors. Trans ASME 74: 473 97.

209. Stiefel W 1972 Experiences in the development of radial compressors. Lecture notes for Advanced Radial Compressors course held at von Karman Institute, Brussels 1972.

210. Tiede V. «New compressor design for compact turbocharger range HPR from КВВ». CIMAC 2001, Hamburg, v. 2, 332—338.

211. Traupel W. Stromungsforschung fur Turbomaschinen. TECHNISCHE RUNDSCHAV, 1980, vol. 72, № 13, s. 1 - 3

212. Turbo compressors Performance test code. International Standard. ISO 5389: 1991 (E)

213. Wachtmeister G. The effect of exhaust gas turbocharging on the power concentration of modern diesel and gas engines and its realization with MAN B&W exghaust gas turbochargers/CIMAC, Copenhagen 1998. v. 4. p. 985— 994.

214. Whitfuld A, Athes R, Wallase J. Compater aided design and testing of radial and mixed flow centrifugal impellers with straiyht and backuord swept blades. 1978.1. Mech E., p. 89 - 100.

215. Wiesner F J 1967 A review of slip factors for centrifugal impellers. Trans ASME Journal of Engineering for Power 89: 558 72.

216. Willemsen T.C., Aarhinkm H.J., Derkink J.G.H. ASME PTS 10 class I performance test results correlated with class III results // Demag - Delaval. 1998.

217. Wu. A general theory of three dimensional flow in subsonic and supersonic turbomachines of axial, radial and mixed - flow tipes. - Transactions of ASME ,1952, v. 74, № 8, p. 1363 - 1380.