Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Проблемы проектирования проточной части радиалыю-осевой турбины турбокомпрессора КДВС 12
1.1. Влияние параметров проточной части турбины на эффективные показатели КДВС 12
1.2. Методы расчета турбины на среднем радиусе 26
1.3. Расчет пространственного потока в проточной части 40
Выводы 64
Цели и задачи работы 65
Глава 2. Основные положения метода проектирования проточной части радиально-осевой турбины, работающей в составе КДВС 67
.2.1. Комплексный подход к проектированию проточной части турбины работающей в условиях нестационарного потока 67
2.2. Обоснование концепции профессора А.Э. Симеона при проектировании проточной части турбины работающей на переменных параметрах газа 83
2.3. Надежные данные о потерях работоспособности газодинамического потока в проточной части - основа получения расчетным путем характеристик турбины 88
2.4. Расчет осесимметричного вихревого потока невязкой сжимаемой жидкости в проточной части радиально-осевых турбин 101
2.5. Оценка эффективности использования импульса в зависимости от выбора расчетного режима при работе турбины в нестационарном потоке КДВС 114
Выводы по второй главе 123
Глава 3. Физическое моделирование и экспериментальные исследования в проточной части радиалыю-осевой турбины 125
3.1. Подобие процессов в ступени турбины и их моделирование 125
3.2. Обоснование стенда для экспериментального исследования радиально-осевой турбины 129
3.3. Экспериментальное определение параметров газодинамического потока при получении характеристики турбины 133
3.4. Определение КПД турбины по измеряемым параметрам на экспериментальном стенде 137
3.5. Оценка адекватности предлагаемой расчетной модели 140
3.6. Оценка адекватности модели Я.А. Сироткина по полям скоростей на
выходе из рабочего колеса турбины 145
Выводы по третьей главе 148
Глава 4. Результаты реализации комплексного подхода на примере проточной части радиально-осевой турбины турбокомпрессорного рядаТКР-14 154
4.1. Исследование влияния степени реактивности на эффективность проточной части турбины 154
4.2. Выбор расчетного режима и оценка эффективности турбины работающей в нестационарном потоке 164
4.3. Оценка влияния степени радиальности на эффективность проточной части турбины 176
4.4. Оптимизация проточной части турбины методом неопределенных множителей Лагранжа 184
4.5. Оценка влияния формы меридионального обвода на качество структуры потока в проточной части 193
Общие выводы 209
Литература
- Методы расчета турбины на среднем радиусе
- Обоснование концепции профессора А.Э. Симеона при проектировании проточной части турбины работающей на переменных параметрах газа
- Обоснование стенда для экспериментального исследования радиально-осевой турбины
- Выбор расчетного режима и оценка эффективности турбины работающей в нестационарном потоке
Введение к работе
В настоящее время можно констатировать, что газотурбинный наддув дизелей нашел повсеместное применение в комбинированных двигателях внутреннего сгорания. Однако использование надувочного агрегата -турбокомпрессора в поршневых двигателях породило ряд проблем. Одна из главных - проектирование проточных частей турбины, работающей в специфических нестационарных условиях. Следует отметить, что теория турбомашин хорошо разработана только лишь для стационарного обтекания лопаток и не приспособлена для турбин комбинированных двигателей внутреннего сгорания.
Также хорошо известно, что проточная часть турбины оказывает
существенное влияние не только на систему наддува, но и на эффективность
комбинированного поршневого двигателя в целом. Причем по степени влияния
на эффективность поршневых двигателей, газотурбинный наддув оказывает
самое существенное влияние по сравнению с другими системами ДВС. Это
хорошо иллюстрируют уже ряд выполненных работ
[20,40,58,70,71,72,93,96,106], показывающих, что за счет изменения геометрии проточной части турбины можно добиться снижения удельного эффективного расхода топлива на 4 - 6 г/кВт.ч на номинальном режиме. Необходимо отметить, что и это далеко не окончательный результат, так как в выполненных исследованиях полученный эффект базируется на интуитивном подходе при воздействии на геометрию проточной части турбины. Такой подход, как известно, узаконен среди специалистов в области двигателей внутреннего сгорания.
Принимая вышеизложенное, необходимо констатировать, что в практике проектирования комбинированных двигателей при совершенствовании проточной части турбины возникают следующие проблемы:
1. Математические модели расчета турбинной ступени на среднем радиусе в силу принятых упрощающих допущений не позволяют в полной мере описать физику процесса течения в проточной части. Это обстоятельство не позволяет
9 найти связь газодинамического потока с геометрией проточной части турбины, что вынуждает конструкторов использовать интуитивные методы проектирования.
Невозможность решения системы уравнений описывающих физику пространственного нестационарного потока в криволинейной системе координат связанной с проточной частыо привело специалистов к созданию метода ЦНИДИ. Однако, этот метод оперирует интегральными характеристиками, что не позволяет выйти на задачу синтеза проточной части.
Разработанные в настоящее время пространственные методы расчета [34,98-103,108,122,124-126,141], в силу принятых упрощающих допущений, позволяют получить физическую картину структуры потока только при стационарном обтекании лопаток, на расчетном или близком к нему режимах. Отсутствуют аналитические методы расчета отрыва потока.
Существующие в настоящее время современные пакеты прикладных программ ориентированные на турбомашиностроение, такие например как ANSYS/CFX, недоступны в силу их дороговизны и представляют собой своего рода черный ящик, так как заложенные в них математические модели, а также упрощающие допущения являются скрытой информацией.
5. Экспериментальные исследования по работе турбины в условиях
нестационарного потока КДВС, представленные профессором А.Э. Симеоном
содержат важную информацию, но концептуально не проработаны, что
потребует определенных усилий по принятию ряда положений по отработке
комплексного подхода при проектировании проточных частей.
6. Несмотря на обилие расчетных методик по определению потерь, до
настоящего времени нет четкой аргументации в практическом их
использовании
7. Разработанные в ЦНИДИ геометрические методы построения
межлопаточных каналов основаны на экспериментальных исследованиях и
носят чисто интуитивный характер.
На основании вышеизложенного, была предложена попытка объединить все положительные стороны существующих математических моделей и
10 методов расчета и проектирования, подойти комплексно к проектированию радиально-осевой турбины работающей в условиях нестационарного потока системы наддува КДВС.
В связи с поставленной целью были определены следующие задачи:
1. Систематизировать математические модели для расчета потерь
работоспособности газодинамического потока в проточной части и
адаптировать их к расчету характеристики радиально-осевой турбины
турбокомпрессорного ряда ТКР-14 на базе модели, на среднем радиусе.
2. Используя современные методы трехмерного твердотельного
компьютерного моделирования создать твердотельную модель рабочего колеса.
Решить проблемные вопросы применения математической модели расчета квазитрехмерного потока Я.А. Сироткина по отработке технологии проектирования радиально-осевой турбины турбокомпрессорного ряда ТКР-14.
На стенде для экспериментальных исследований, имеющемся на кафедре ДВС произвести проверку адекватности расчета характеристик турбины и адекватности расчета полей скорости на выходе из турбины.
Предложить концептуальный подход к проектированию проточных частей радиально-осевой турбины базируясь на экспериментальных исследованиях профессора А.Э. Симеона.
6. Объединить вышеперечисленные математические модели и
разработанную на кафедре ДВС математическую модель расчета
нестационарных процессов в разветвленных системах выпуска в комплексный
подход.
7. Базируясь на физической природе работы турбины в условиях
нестационарного потока в КДВС, расшифрованной профессором
А.Э.Симеоном, включить ее концептуально в комплексный подход и провести
широкий цикл исследований направленных на совершенствование проточной
части турбины турбокомпрессора ТКР-14.
Основные результаты работы обсуждались на научно-технических семинарах кафедры «Двигатели внутреннего сгорания» Хабаровского государственного технического университета (1998 г., 1999 г., 2000 г.), в отделе
главного конструктора завода «Дальэнергомаш» (г. Хабаровск, 1999 г), на конкурсе молодых ученых и аспирантов в области технических наук, посвященном 275-летию Российской академии наук (г. Хабаровск, 1999 г.), на конкурсе научных работ по инженерным наукам среди молодых ученых, посвященном празднованию 10-летия Инженерной академии Российской Федерации (г. Хабаровск, 2000 г.), на международной научно-технической конференции «Автомобильный транспорт Дальнего Востока 2000» (г. Хабаровск 2000 г.), на семинарах кафедр Э-2 и Э-3 МГТУ им. Н.Э. Баумана (г. Москва, 2000 г.), в СКБ газовых турбин Уральского турбомоторного завода (г. Екатеринбург, 2000 г.), на 6-м международном симпозиуме, посвященном научно-техническим проблемам Дальневосточного региона (г. Харбин, КНР, 2000 г.), на международной научно-технической конференции «Двигатель 2002» (г. Хабаровск, 2002 г.), на региональном научно-техническом семинаре по проблемам в области двигателей внутреннего сгорания (г. Хабаровск, ХГТУ 2003 г.), на научно-техническом семинаре по проблемам механики машин (г. Хабаровск, ХГТУ 2005 г.), на международной научно-технической конференции «Двигатель 2008» (г. Хабаровск, ДВГУПС 2008 г.).
Автор считает своим долгом выразить искреннюю благодарность своему научному руководителю, без которого никогда не состоялась бы данная научная работа, заведующему кафедрой «Двигатели внутреннего сгорания» Тихоокеанского государственного университета д.т.н профессору Лашко В.А., за оригинальный подход к консультациям по вычислительным методам доценту Ряйсянену А.Г., а также за неоднократное бурное обсуждение подходов к выполнению настоящей работы и ценные советы по ней доценту кафедры «Двигатели внутреннего сгорания» Васильеву Л.А., к сожалению безвременно ушедшему.
Методы расчета турбины на среднем радиусе
Действительный процесс течения газа через проточную часть радиально-осевой турбины, является очень сложным неустановившимся процессом пространственного течения вязкого газа, который в целом теоретическому расчету не поддается. Поэтому задачу расчета потока и соответствующего профилирования межлопаточных каналов всегда упрощают, схематизируя действительный процесс течения, а в расчет вносят различные поправки, основанные на результатах экспериментальных исследований.
Прежде всего, при расчетах пренебрегают неустановившимся характером процессов, связанным с относительным движением решеток, и рассматривают установившееся течение газа, параметры которого в каждой точке не зависят от времени. Эти параметры можно считать средними по времени параметрами действительного процесса [94]. Далее, учитывая высокие значения адиабатических КПД современных лопаточных машин, в теоретических исследованиях обычно пренебрегают влиянием вязкости действительного газа и рассматривают течение так называемого идеального газа, которое допускает более простое теоретическое исследование. Вязкость действительной жидкости учитывают путем последующего введения различных эмпирических коэффициентов.
Итак, методы расчета ступени на среднем радиусе основаны на решении нелинейной системы алгебраических уравнений, описывающих процесс течения газа в характерных сечениях проточной части. В силу своей простоты эти методы были приняты в качестве инструментария в конструкторских бюро заводов производящих агрегаты наддува. По мере развития теории ступени газовой турбины, совершенствовались и методы расчета на среднем радиусе, что нашло отражение в работах многих авторов.
Исследования работы [35] основывалось на следующих теоретических положениях:
1. Минимальные потери с выходной скоростью имеют место, когда вектор абсолютной скорости на выходе из колеса С2 перпендикулярен вектору окружной скорости ui При этом предполагается, что с увеличением степени радиальности // и уменьшением угла /, относительная окружная скорость независима от этих величин.
2. При турбулентном течении в каналах потери энергии потоком пропорциональны квадрату скорости течения. Это относится как к потерям энергии при течении в каналах колеса, так и к потерям, возникающим при входе в колесо в случае отклонения угла входа от расчетного, вследствие наступающего при этом отрыва потока от входных кромок лопаток.
3. Важным обстоятельством, влияющим на гидравлические потери при течении в каналах, является характер течения, т.е. происходит ли течение с ускорением или замедлением потока. Течение с замедлением, как известно из гидродинамики, связано с опасностью отрыва пограничного слоя, а следовательно и дополнительными гидравлическими потерями. Поэтому для предотвращения подобных потерь соотношение между степенью радиальности и степенью реактивности должно быть таким, чтобы течение в каналах колеса было ускоренным.
Из первого положения получена формула связи между оптимальными значениями степени реактивности р и относительной окружной скорости щ I с\ при (р - \// -1 и «2 = 90: щ=- 1-т=. (1.1) ZCOSQTiyl — р Приняв во внимание второе положение, из условия минимума квадрата безразмерной скорости на входе значения степени реактивности: ( \2 щ получена формула для оптимального /?«1 1- . (1.2) 2cosai Из (1.2) следует, что при малых значениях а\ относительная скорость входа в рабочее колесо, а следовательно, и возможная потеря энергии при входе достигает наименьшей величины при р и 0.5.
Предположив, что квадрат относительной скорости вдоль канала изменяется по линейному закону, получена формула для степени реактивности, обеспечивающей минимум потерь в канале: р \-±. (1.3) 2cos«]
Однако, как показано в работе [136], изменение относительной скорости вдоль канала по линейному закону, является идеальным случаем, который на практике невозможен.
Из третьего положения, на базе модели на среднем радиусе получены: неравенства для определения степени радиальности и реактивности, обеспечивающие отсутствие замедленного движения в канале: Атіп лМ1-0053 ) С1-4) 0.5(1 + ju) p 0.5(1-//). (1.5) Таким образом, по результатам работы [35] можно констатировать следующее: автор, основываясь на различных теоретических положениях, получил разрозненные зависимости для определения оптимального значения степени реактивности, однако все физические процессы в проточной части являются нелинейно-взаимосвязанными, поэтому необходимо комплексное исследование целевой функции г/и = f(p,p.,ii\l[ c\,a\,P2,(p,w) сформированной автором. Для расчетов использовалась зависимость г]и от двух переменных. Приведенные формулы не позволяют независимо одна от другой определить щ1с\ и р. Полученные результаты можно считать приближенными, так как все исследования проводились при (р = у/ = 1.
Обоснование концепции профессора А.Э. Симеона при проектировании проточной части турбины работающей на переменных параметрах газа
В настоящее время существуют две наиболее отработанные концепции по взаимодействию нестационарного потока с проточной частью турбины комбинированного двигателя. [56,96]. Основные исследования были проведены автором работы [96] и на основании этого наиболее четко выделены и систематизированы в работе [56].
Согласно первой концепции это взаимодействие объясняется на основании изменения площади сечений соплового аппарата (рис. 2.5). Как показали результаты исследований, уменьшение сечений соплового аппарата приводит к росту отраженной волны и возрастанию противодавления на выпуске, о чем свидетельствует повышение всей кривой давления р„\ по отношению к атмосферной линии. При этом падает производительность турбины GT X и снижается эффективность импульсного наддува вследствие уменьшения относительной величины \Pg\ max Pg\ min У Рglep и абсолютной величины амплитуды колебания давления р„\ max - р„\ mjn.
Возрастание располагаемой энергии у турбины NT приводит к увеличению давления наддува р , окружной скорости и расхода воздуха через компрессор G6. В процессе проведенных исследований адиабатический КПД компрессора Лад.к оставался постоянным при уменьшении сечения соплового аппарата турбины.
Другой особенностью, связанной с уменьшением сечения соплового аппарата, является то, что интенсивность повышения давления в выпускном трубопроводе p„i на порядок превышает интенсивность повышения давления наддува /?/,, что вызывает ухудшение продувки Ф/ и наполнения цилиндров [Фс і) и увеличения насосных потерь рих. (рис. 2.5).
При уменьшении сечения соплового аппарата происходит более значительное снижение перепада давления в сопловом аппарате, чем в рабочем колесе и, как следствие, уменьшается степень реактивности /9. Если рассматривать случай, когда турбина не согласована с проточной частью двигателя по сопловому аппарату, а р значительно превышает оптимальное значение, тогда есть возможность повысить величину КПД турбины за счет соплового аппарата. Поскольку сопловой аппарат является звеном более технологичным, чем рабочее колесо, то в подавляющем большинстве практических случаев проточная часть турбины подстраивается под двигатель за счет изменения соплового аппарата.
Согласно второй концепции (рис. 2.5), взаимодействие нестационарного потока с проточной частью объясняется на основании совместного изменения площадей проходных сечений соплового аппарата и рабочего колеса. При этом обеспечивается сохранение отношения Fca/FpK и степени реактивности в оптимальном диапазоне. Это достигается за счет профилирования соплового и лопаточного аппаратов.
При одновременном уменьшении сечений соплового и лопаточного аппаратов кривая давлений в выпускном трубопроводе поднимается и образуется тенденция к образованию отраженной волны (рис. 2.5). Это ведет к повышению среднего давления в выпускной системе PgiCp и повышению располагаемой энергии перед турбиной. Вследствие этого наблюдается увеличение расхода воздуха Ge и коэффициента избытка воздуха а. Следует отметить, что интенсивность повышения давлений в выпускном коллекторе р„1 и наддува р примерно одинаково, что приводит к практически неизменяемым параметрам: насосные потери рпх\ коэффициент продувки Ф[; коэффициент наполнения Фс.
Таким образом, в результате профилирования и одновременного уменьшения сечений соплового и лопаточного аппаратов в зоне работы турбины повышается КПД на окружности колеса турбины г/и (рис. 2.5), что способствует повышению КПД турбины 77т и уменьшению удельного эффективного расхода топлива be.
Как показала практика проектирования [73,91,107], оптимальное значение степени реактивности для турбин реактивного типа должно быть в пределах р = 0.4 ч- 0.5, именно при таких значениях р будет получен максимальный КПД турбины.
С целью выявить влияние геометрических параметров турбины на степень реактивности, необходимо провести серию предварительных расчетов характеристик турбины.
Согласно работе [75] приведем наиболее распространенные в практике применения радиально-осевых турбин в турбокомпрессорах значения некоторых параметров ступеней: - угол выхода потока из соплового аппарата а\ = 12 ч- 25; - угол выхода потока из рабочего колеса / = 20 - 45.
На основании рекомендаций работ [56,75] предлагается, используя математическую модель расчета турбинной ступени на среднем радиусе в одномерном квазистационарном приближении, провести расчетные исследования характеристик турбины т]т = f\HT), р = /[Нт) в вышеприведенном диапазоне изменения углов.
Для анализа множества полученных характеристик, предлагается использовать интегральный критерий (2.2), который позволяет представить каждую характеристику одной точкой. Результаты расчета приведены в главе 4.
Обоснование стенда для экспериментального исследования радиально-осевой турбины
Несмотря на обилие расчетных методов, решение многих задач, связанных со сложными газодинамическими явлениями в проточной части турбины встречает серьезные, а иногда и непреодолимые математические трудности. Тогда эксперимент остается единственным источником достоверности полученных результатов. Однако, постановка экспериментальных исследований требует больших затрат труда, времени и материальных средств, и проводить такие исследования на дорогостоящих натурных объектах ради получения одного частного результата нецелесообразно. Большую помощь здесь оказывает применение методов теории подобия. Эти методы ставят условия, при которых сложные физические процессы оказываются подобными, а также устанавливают определенные правила проведения эксперимента и использования полученных результатов. Благодаря теории подобия удается: имитировать условия испытания другими, более легкими и удобными для проведения эксперимента, например, проводить испытания газовой турбины на холодном воздухе; распространять результаты опытов с одной моделью на целый класс машин и использовать их для решения задач проектирования. Отсюда вытекает необходимость использования физического моделирования, обосновывающего применение в практике экспериментального исследования проточных частей турбины, стендов для статической продувки.
Согласно положениям теории размерностей и подобия, два физических явления называют подобными, если выполняется равенство безразмерных комбинаций, называемых критериями подобия. Например, если нам известны КПД г)т и степень расширения пт, в какой-нибудь турбине, то в другой, но геометрически подобной, эти значения будут такими же, как и в первой, если их брать при одинаковых значениях критериев подобия.
Выбор величины безразмерных комплексов - критериев подобия -устанавливается на основании так называемой ж -теоремы и теории размерностей [94].
На основе теории подобия в работе [107] найдены безразмерные комбинации, определяющие подобие процессов в лопаточной машине. Работу и эффективность процесса в ступени турбины определяют следующие параметры: D - диаметр колеса (или любой другой линейный размер) в м\ п - частота вращения ротора, мшГ ; р„1 - давление на входе, 77а; Tgi - температура на входе, К; р„2 - давление на выходе, Па. Параметры рабочего тела: cv - теплоемкость при постоянном объеме, Дою 1кг град\ R - газовая постоянная, Дж/кг град; 2 /J. - коэффициент абсолютной вязкости, Н -сім ; X - коэффициент теплопроводности, Дж1м с град.
Эти девять параметров могут быть сведены к пяти безразмерным определяющим параметрам (критериям подобия). 1. Показатель адиабаты , cv + R cv 2. Критерий Прандтля Я 3. Отношение давлений в турбине Pg\ 4. Коэффициент окружной скорости _ 1 тЮп 1T RTz[ 5. Критерий Рейнольдса
Если соблюдаются критерии подобия, то в сходственных точках модели и натуры одинаковы любые безразмерные величины, например: Рт.н _ Рт.м Ро. я Ро. м где рт.н и рТшМ - текущее давление в турбине и в модели соответственно; Ро.н и Ро.м " Давление в точке отнесения в турбине и в модели.
Выбор безразмерных параметров позволяет установить правильную методику постановки исследования, а также представления и использования экспериментальных данных.
Если известна, какая либо экспериментальная или расчетная характеристика лопаточной машины, то, представляя ее в форме зависимостей между вышеуказанными безразмерными параметрами, можно определить характеристику той же машины при изменении начальных параметров pg} и Т„\ или при изменении рабочего тела, а также характеристику другой лопаточной машины, имеющей геометрически подобные размеры.
Выбор расчетного режима и оценка эффективности турбины работающей в нестационарном потоке
Хорошо известно, что турбина в КДВС находится под воздействием нестационарного газодинамического потока. Также очевидно, что выполнить проточную часть рабочего колеса турбины с изменяемой геометрией практически невозможно. Поэтому становится очевидным искать компромиссный вариант геометрии проточной части турбины. Последнее связано главным образом с выбором расчетного режима работы турбины, работающей в нестационарном потоке.
Выбор расчетного режима, определяется следующими параметрами: 1. Массовый расход газа через турбину GT; 2. Частота вращения ротора турбокомпрессора птк; 3. Давление заторможенного потока на входе в ступень р„\; 4. Температура заторможенного потока перед ступенью Т„\.
Массовый расход газа через турбину находится в определенной зависимости от массового расхода воздуха через компрессор. Для двигателей с наддувом, работающих при коэффициентах избытка воздуха больше единицы и у которых, кроме того, определенное количество воздуха, не принимающее участие в процессе сгорания, идет на продувку цилиндров, можно на режимах полной мощности принимать в среднем GT =l.03GK. Для турбины турбокомпрессора ТКР-14С-26 примем GT = 1.03 0.4 = 0.412кг/с. Частота вращения ротора турбокомпрессора птк принимается на основании рекомендованных значений [33,75,91,107], ЩІса =0.6- -0.7. Для радиально-осевых ступеней малоразмерных турбин принимаем и\/са$ =0.65. Таким образом, частота вращения определяется выбором давления р„\ и температуры Tg\ на входе в ступень.
Турбина, входящая в состав импульсной системы наддува, работает в условиях переменных давлений и температур, которые значительно меняются в течение рабочего цикла двигателя. Принятая в практике проектирования гипотеза квазистационарности позволяет разбить импульс давления и температур перед турбиной на ряд квазиустановившихся состояний рис. 4.1.
В качестве исходной информации принят расчетный импульс давлений pgl = f(q ) и температур Т„\ = f(cp) для двигателя размерности 6ЧН 18/22 (Ре = 220кВт; п = 750лш//-1).
Расчетные диаграммы давлений и температур получены в результате численного моделирования нестационарных процессов в разветвленных выпускных системах газотурбинного наддува дизелей ряда ЧН 18/22. Адекватность полученных результатов неоднократно подтверждена во многих выполненных работах [19,41-47,56].
При выборе расчетных режимов руководствуются следующими соображениями: 1. Выбирается область повышенных давлений и температур. 2. Расчетная область по выбору режимов определяется точностью «нестационарного воздействия» на проточную часть турбины. 3. Выбор числа рассматриваемых режимов зависит от точности разбивки нестационарного процесса на ряд квазиустановившихся состояний.
Результаты реализации первого этапа. Для проведения расчетов на этом этапе была составлена программа на встроенном языке программирования математической системы «MATLAB» [5,27,48,87]. В программу были заложены уравнения математической модели расчета ступени на среднем радиусе в одномерном квазистационарном приближении. Система уравнений реализовывалась в обратной постановке. В результате расчета были определены высоты лопаток на входе 1\ и на выходе из рабочего колеса 1 для пяти расчетных режимов табл. 4.2. Угол выхода потока из направляющего аппарата был принят для всех ступеней 0 =15. Угол выхода потока из рабочего колеса определялся по зависимости (4.1) и был принят для всех ступеней /?2 = 32. Степень реактивности ступени, во всех расчетах была принята р - 0.45. Степень радиальности, для всех ступеней была принята из рекомендуемого диапазона [75] // = 0.52.
Поскольку на данном этапе проведения расчетов, геометрия проточной части неизвестна, определить потери работоспособности газа не представляется возможным. Поэтому, предварительно были приняты следующие значения коэффициентов скорости: в направляющем аппарате р = 0.95, в рабочем колесе 1// = 0.9.
Построение внешней и внутренней линий меридионального обвода производилось по рекомендациям работы [126]. Все геометрические построения выполнялись с использованием системы твердотельного трехмерного моделирования КОМПАС-ЗБ [86]. Результаты построения пяти рабочих колес приведены на рис. 4.2.
