Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Обзор существующих методов расчёта характеристик ЦБК 14
1.1. Определение характеристик компрессора 14
1.2. Определение параметров в расчётной точке компрессора 17
1.3. Моделирование характеристик 36
1.4. Влияние внешних факторов на характеристики центробежного компрессора 46
1.5. Экспериментальные исследования компрессоров на различных рабочих телах 52
1.6. Численные исследования центробежных компрессоров 55
1.7. Выводы по обзору экспериментально-теоретических исследований и постановка задач исследований 66
Глава 2. Математическое моделирование характеристик центробежного компрессора 68
2.1. Постановка задачи исследования 68
2.2. Методика проведения численного эксперимента 68
2.2.1 Алгоритм проведения расчётов 68
2.2.2. Модели турбулентности, применяемые в численном моделирование сложных течений 69
2.2.3. Построение расчётной сетки и принятые допущения 76
2.2.4. Выбор граничных условий 85
2.2.5. Алгоритм проведения расчётов 89
2.3. Результаты тестового численного моделирования 91
2.3.1. Сравнение моделей турбулентности 91
2.3.2. Влияние качества сеточной модели на результаты расчёта 99
2.3.3. Влияние галтелей на результаты численного моделирования 102 Стр.
2.4. Выводы по второй главе 104
Глава 3. Экспериментальное определение характеристик малоразмерного центробежного компрессора 105
3.1. Описание экспериментальной установки 105
3.2. Методика проведения и обработки эксперимента 113
3.3. Методика обработки эксперимента 113
3.4. Тарировка измерительного оборудования 118
3.5. Методика оценки точности экспериментальных измерений 120
3.6. Результаты экспериментов
3.6.1. Результаты тестовых экспериментов 123
3.6.2. Исследование характеристик ЦБК на различных рабочих телах 124
3.7. Выводы по третьей главе 126
Глава 4. Верификация результатов численных и экспериментальных исследований 127
4.1. Сравнение результатов полученных при расчёте на различных МТ с экспериментом 127
4.2. Сравнение характеристик ЦБК, полученных при расчёте с различными комбинациями проточной части 129
4.3. Сравнение характеристик ЦБК, полученных на различных рабочих телах с одинаковой молярной массой 135
4.4. Расчётные характеристики исследуемого ЦБК 137
4.5. Пересчёт характеристик ЦБК при работе на различных газах 139
4.6. Расчёт характеристики ЦБК 142
4.7. Выводы по четвёрой главе 152
Основные выводы 153
Список литературы 153
- Моделирование характеристик
- Методика проведения численного эксперимента
- Тарировка измерительного оборудования
- Сравнение характеристик ЦБК, полученных на различных рабочих телах с одинаковой молярной массой
Введение к работе
Актуальность темы. Маломощные многоцелевые энергетические установки, предназначенные для электро-, тепло- и холодоснабжения автономных потребителей являются основой развития систем распределенной энергетики, позволяющей избавиться от потерь возникающих при передаче электроэнергии на значительные расстояния, особенно в труднодоступные районы. Для решения указанной проблемы также может быть использована замкнутая газотурбинная установка, работающая на органическом топливе и способная работать на различных рабочих телах, где выбор рабочего тела позволяет оптимизировать проточную часть турбомашин в широком диапазоне мощностей.
Создание ЗГТУ требует отработки ряда критических узлов. Основной трудностью является определение характеристик малоразмерного центробежного компрессора при работе на рабочих телах, отличных от воздуха, что требует создания специального изолированного от атмосферы стендового оборудования. В то же время с развитием современных программных комплексов для численного решения уравнений Навье-Стокса появляется возможность проводить неограниченное количество численных экспериментов, заменяя тем самым дорогостоящие натурные испытания. Однако данный подход требует верификации с реальными экспериментальными данными.
Актуальность работы, определяющая цели и задачи исследования, заключается в необходимости совершенствования замкнутых газотурбинных установок, в том числе путём разработки методики расчёта характеристик центробежного компрессора на различных рабочих телах, минимизируя дорогостоящие натурные испытания.
Цель работы: создание экспериментально обоснованной методики определения характеристик малоразмерного центробежного компрессора, работающего на смесях газов, на базе пакета вычислительной газовой динамики Ansys CFX. Для достижения указанной цели поставлены и решены следующие задачи:
-
Получены недостающие экспериментальные данные, необходимые для верификации численного расчёта компрессора при работе на различных рабочих телах;
-
Выполнена верификация численного расчёта по результатам экспериментальных исследований ступени компрессора, выбраны сеточные модели и способы замыкания, наиболее адекватно описывающие характеристики ЦБК;
-
Смоделированы в программе Ansys CFX характеристики малоразмерной ступени центробежного компрессора на воздухе, аргоне, гелиексеноно-вой смеси с молярной массой 39,95 кг/кмоль и криптоне;
-
Скорректированы одномерные методики, необходимые для оценки характеристик при работе на различных рабочих телах, опираясь на численно и экспериментально полученные данные;
5. Выполнены численные исследования влияния упрощения геометрии на
интегральные характеристики малоразмерного ЦБК в программе Ansys CFX. Научная новизна работы определяется тем, что:
получены экспериментальные характеристики малоразмерного центробежного компрессора при работе на инертных газах и их смесях;
создана методика расчёта характеристик малоразмерных центробежных компрессоров на смесях инертных газов;
получены характеристики малоразмерного центробежного компрессора при работе на смесях инертных газов в результате математического моделирования с применением пакетов вычислительной газовой динамики;
показана допустимость упрощения геометрии проточной части малоразмерного компрессора, позволяющая сократить время математического моделирования и требования к персональному компьютеру.
Достоверность и обоснованность результатов определяются:
применением при проведения экспериментальных исследованиях современной, цифровой, системы диагностики, продублированной аналоговыми приборами;
использованием в процессе выполнения работы наиболее современных, апробированных и научно обоснованных программ и методик численного расчёта трехмерных течений в лопаточных турбомашинах;
согласованием результатов численного моделирования с экспериментальными данными.
Практическая ценность заключается в следующем:
экспериментально получены характеристики малоразмерного центробежного компрессора работающего на различных рабочих телах, в том числе с одинаковой молярной массой;
разработан алгоритм расчёта характеристик малоразмерного центробежного компрессора работающего на инертных газах с различной молярной массой, реализованной в программном комплексе Ansys CFX;
создана и отлажена в программной среде Visual Basic программа по оценке характеристик малоразмерного центробежного компрессора при работе на различных рабочих телах.
Реализация результатов работы.
Результаты работы используются при проектировании и создании замкнутых газотурбинных установок малой мощности для электро-, тепло- и холодоснабжения автономных потребителей.
Апробация результатов работы. Диссертационная работа заслушана и одобрена на заседании кафедры «Газотурбинные и нетрадиционные энергоустановки» в МГТУ им. Н.Э. Баумана в 2015 г. По основным разделам диссертационной работы были сделаны доклады:
на 10-ой международной конференции «Авиация и космонавтика – 2011» (Москва, 2011 г.);
на пятой Всероссийской конференции молодых учёных и специалистов «Будущее машиностроения России» (Москва, 2012 г.);
на 11-ой международной конференции «Авиация и космонавтика – 2012» (Москва, 2012 г.);
на заседании XIX школы-семинара молодых учёных и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева «Проблемы газовой динамики и тепломассообмена в энергетических устанвоках» (Орехово-Зуево, 2013 г.);
на Всероссийской конференции молодых учёных и специалистов «Будущее машиностроения России» (Москва, 2013 г.);
на конференции молодых специалистов «Инновации в атомной энергетике» (Москва, 2013 г.)
на Международной научно-технической конференции «Проблемы и перспективы развития двигателестроения» (Самара, 2014 г.);
- на молодёжной научно-практической конференции «ОАО ВНИИГАЗ»
(Москва, 2014 г.).
Публикации. Основные положения и выводы изложены в 11 печатных работах, в том числе в 3 Публикациях в научных журналах и изданиях, которые включены в перечень рецензируемых научных изданий, определённый ВАК РФ.
Личный вклад автора заключается в научно-техническом обосновании поставленных цели и задач исследования; разработке алгоритма проведения численных исследований характеристик малоразмерного центробежного компрессора при работе на различных рабочих телах; непосредственном участии в планировании и проведении экспериментальных исследований; в обработке и анализе полученных данных; в создании методики оценки характеристик центробежного компрессора; в подготовке публикаций по выполненной работе.
Структура и объём диссертации. Квалификационная работа состоит из введения, 4 глав, заключения, списка литературы из 123 наименования. Весь материал изложен на 167 страницах машинописного текста, содержит 79 рисунков и 16 таблиц.
Моделирование характеристик
Характеристика компрессора – это зависимость конечного давления (или степени повышения давления) и коэффициента полезного действия от расхода газа, проходящего через компрессор при различных частотах вращения и параметрах газа при входе. Знание характеристик необходимо для выбора оптимальных условий работы компрессора в составе установки, оптимального регулирования турбокомпрессора, обеспечивающего работу в области характеристик с высокими к.п.д. при условии достаточности запасов газодинамической устойчивости компрессора.
При создании компрессора для малоразмерной ЗГТУ необходимо выполнить требования: - обеспеченить заданный секундного расход рабочего тела; - обеспеченить заданную степень повышения давления; - получить максимально возможного значение к.п.д. в расчётной точке; - получить максимально «пологую» характеристику в широком диапазоне расходов.
Одновременное выполнение указанных требований требует поиска оптимальной геометрии проточной части центробежного компрессора и лопаточного диффузора, получение которой изложено в литературе [13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 23, 24, 25].
На характеристику компрессора оказывают влияние граничные условия (температура, давление перед компрессором), поэтому при проектировании и проведении исследований удобнее использовать не размерные, а безразмерные характеристики [13, 24, 26], которые не зависят от внешних параметров ЦБК и условий эксплуатации, таких как частота вращения рабочего колеса, температура и давление при входе в компрессор. В отечественной литературе [27, 28, 29] для этих целей принято использовать коэффициент теоретического напора: Яг=Ч1, (1.1)
Наиболее надёжным способом определения напорной характеристики ЦБК являются проведение экспериментальных исследований. Однако, их высокая стоимость и существенные временные затраты на подготовку, проведение и анализ данных затрудняют применение испытаний. Проточная часть ЦБК описывается значительным количеством геометрических параметров, изменение которых влияет на характеристики компрессора, поэтому применение экспериментальной доводки рабочего колеса нельзя рассматривать как процесс оптимизации, а рациональнее опытной проверке подвергать рабочие колёса, выполненные с учётом рекомендаций, изложенных в работах [13, 15, 16, 25, 30, 31, 32]. 1.2. Определение параметров в расчётной точке компрессора
Рассмотрим движение невязкого газа в межлопаточном канале рабочего колеса центробежного компрессора в соответствии с [17, 18, 26].
На элементарный объём газа dm , то есть без учёта трения, вижущийся с относительной скоростью w, в межлопаточном канале действуют следующие силы (Рис. 1.2): неподвижного рабочего колеса компрессора при заданном расходе газа (т ). Осевой вихрь образуется при вращении колеса со скоростью со Ф 0 при нулевом расходе газа (Рис. 1.4 более подробно показывает данное явление). Согласно [17], часто публикуемые в литературе изображения с замкнутыми линиями тока внутри межлопаточного канала соответствуют каналам, закрытыми на входе и выходе стенками, что не соответствует реальной картине течения газа в межлопаточном канале.
При попадании во вращающийся канал РК частица начинает вращаться в сторону, обратную вращению колеса [17, 19], что обусловлено инерционностью массы частицы. То есть возникает неравномерное течение (в некоторой литературе его называют вторичным течением), в результате в межлопаточном канале получается перекос относительных скоростей (Рис. 1.3, в). Как показано в [16, 23, 33] увеличение количества лопаток снижает интенсивность вторичных течений и в пределе при бесконечном количестве лопаток угол выхода потока /?2 равен углу лопатки /?2л при выходе. Но с ростом количества лопаток увеличиваются потери на трение в рабочем колесе, что ограничивает число лопаток, также останавливающим фактором является технологические ограничения при нарезании на фрезерном станке лопаток РК (диаметр фрезы не может быть менее 3-х мм, из-за снижения жесткости инструмента). В работе [14] показано, что оптимальное количество рабочих лопаток составляет zрк = z0 sin /?2л (где z0 обычно от 16 до 32). Из-за конечного числа лопаток угол выхода из рабочего отличается от угла лопатки РгЛ. Существуют несколько способов расчёт угла выхода потока р2 из вращающейся радиальной решётки. Наиболее простой приближённый подход был предложен А. Стодолой при рассмотрении особенностей течения при выходе из РК (Рис. 1.5) [13].
Методика проведения численного эксперимента
С развитием компьютерных технологий и повышением мощности вычислительных систем всё большее развитие получают методики вычислительной газодинамики CFD (метод контрольных объёмов) для моделирования сложных течений, в том числе в лопаточных машинах [72, 88, 92]. Применение численных методов позволяет оценить характеристики различных компрессоров, что может быть быстрее и дешевле проведения экспериментальных исследований, однако это требует доработки имеющихся алгоритмов [88, 79] с учётом специфики исследуемого объекта. Поэтому было решено провести численное моделирование напорной характеристики компрессора с помощью методов вычислительной газодинамики, имеющихся в пакете Ansys CFX, получившем широкое распространение при проектировании и доводке компрессорных машин [87, 94, 102, 103, 104, 105].
Наибольшее распространение получила двухпараметрическая к-є (k-epsilon) модель турбулентности [81] (основана на использовании уравнений для вторых моментов на базе работ А.Н. Колмогорова и Прандтля). Впервые её разработкой занялся Чоу в 1945, Давыдов в 1961 и Харлоу с Накиямой в 1968 году. Но основополагающей работой стала статья Лаундера-Джонса в 1973 [106], получившая дальнейшее развитие и обобщение в исследованиях Лаундера-Сполдинга и Лаундера-Шармы [72, 107].
В этих работах была введена связь между диссипацией и кинетической энергии турбулентности:
Несмотря на многолетнюю доводку и появления целого семейства к-є моделей, вопрос о расчёте отрывных турбулентных течений под действием продольного положительного градиента давления (происходит завышение генерации кинетической энергии) всё равно остался отрытым.
Средством, позволившим существенно улучшить описание течений у стенок, явилось использование вместо уравнения для скорости диссипации уравнения для «псевдозавихрённости» со = є/Смк, имеющей размерность частоты 1/с и характеризующей величину скорости диссипации. Модель турбулентности к-СО. Впервые комбинацию уравнений для к и со предложил Колмогоров, а дальнейшим ее продвижением как инструмента для расчёта турбулентных течений занимался Уилкокс [80].
Данная модель была предложена в 1994 году [108]. SST модель представляет собой комбинацию к-є и к-со моделей, и призвана обеспечить лучшие качества этих моделей. к-є хорошо зарекомендовала себя при расчётах свободных и струйных сдвиговых течений, в то время как к-со обеспечивает существенно более точное описание пристеночных течений и пограничных слоёв [72]. Поэтому Ментер решил объединить данные свойства с использованием специально сконструированной для этого эмпирической функции F1 , которая обеспечивает близость суммарной модели к модели к - є вдали от твёрдых стенок и к модели к-со в пристеночной части потока. Данная «гибридная» модель, записанная в терминах к (кинетическая энергия турбулентности) и (О (удельная скорость её диссипации) принимает вид:
Для более точного прогнозирования разделения «гибридной» модели предложена следующая модификация турбулентной вязкости, основанная на гипотезе Бредшоу о пропорциональности напряжений сдвига в пристеночной области, что позволяет избежать характерного для к - є «затягивания» отрыва:
Величина кинетической энергии турбулентности на входных границах К либо задаётся непосредственно (если оно известно из эксперимента), либо рассчитывается по величине кинематической турбулентной вязкости на входной границе (vt)да, которая предполагается заданной: kx=p„-(yt)a озх. Модель турбулентности SA (Spalart-Allmaras).
В SA модели [109] для замыкания системы уравнений Навье-Стокса в отличие от выше рассмотренных моделей, рассматривается всего одно уравнение переноса для величины v, совпадающей с величиной турбулентной вязкости везде, кроме пристенной области течения: Так как в МТ SA нет компоненты кинетической энергии турбулентности к, то при расчете Рейнольдсовых напряжений исключены члены, содержащие ее, а величина турбулентной вязкости определена следующим образом:
Модель SA является низкорейнольдсовой и применяется во всей расчетной области, в том числе вблизи твердых стенок, на поверхностях которых выполняется граничное условие v=0. Следовательно, появляется дополнительное требование к расчётной сетке, для обеспечения у+ 2. Данная модель турбулентности в Ansys CFX находиться в стадии beta. Модель SA оказывается экономичной и достаточно точной для расчетов безотрывного обтекания и для течений с не очень большими зонами отрыва, свободных сдвиговых течений и затухающей турбулентности [110].
Тарировка измерительного оборудования
Принципиальная схема стенда для экспериментального исследования ступени ЦБК: 1-7 с буквой И – точки замера; 1 – ступень центробежного компрессора; 2 – вспомогательный охладитель газа; 3, 7 – байпасные трубопроводы, системы охлаждения подшипников и ротора; 4 – дроссельная заслонка; 5 – концевой охладитель; 6 – сопло Вентури; 8 – жидкостная система охлаждения статора электродвигателя; 9 –электродвигатель; 10 – регулируемый статический частотный преобразователь Герметичный газовый контур включает собственно ступень компрессора (1 на Рис. 3.2), дроссельную заслонку (4), установленную при выходе из улитки компрессора и регулирующей сопротивление тракта, концевой газожидкостный холодильник (5), предназначенный для отвода теплоты из контура, трубопроводы газового контура (3 и 7), сопло Вентури (6), предназначенное для измерения расхода, системы вакуумирования и наполнения контура. Охлаждающая жидкость поступает в концевой холодильник и рубашку охлаждения (8) электродвигателя (9) через регулирующие клапаны. Общий вид стенда, со стороны электрокомпрессора, представлен на Рис. 3.3.
Для обеспечения исследований характеристик в широком диапазоне частот вращения рабочее колесо ЦБК приводиться во вращением высокочастотным высокоскоростным трёхфазным синхронным электродвигателем с ротором на постоянным самарий-кобальтовых магнитах с жидкостным охлаждением [61]. Питание электродвигателя осуществляется от статического частотного преобразователя мощностью (10 на Рис. 3.2). При определении характеристик компрессоров необходимо определять расход, температуры и давления рабочего тела перед и за компрессором, а также накапливать данные параметры.
Для этих целей экспериментальный стенд оборудован многоканальной аппаратурой фирмы National Instrument, отвечающей высоким требованиям по надежности и точности регистрируемых данных. Система сбора информации предназначена для измерения и фиксации параметров стенда в процессе испытаний компрессора. Система измерений (Рис. 3.2) состоит из термопар типа ХК (Хромель-Копель), преобразователей давления, сигнальных линий, платы 80 канального коммутатора и аналого-цифрового преобразователя (NI USB-6225 M Series). Для регистрации и обработки экспериментальных данных была написана программа на языке графического программирования в среде LabVIEW, которая в виде виртуальных приборов, позволяющих в реальном режиме времени отслеживать параметры на мониторе ПК (Рис. 3.4 и 3.5).
Для непосредственного контроля и управления работой стенда используются контрольные приборы: 1. Мановакуумметр для измерения давления при входе в ступень компрессора; 2. Манометр для измерения давления при выходе из ступени компрессора; 3. Манометрический щит, показывающий перепад давлений на трубе Вентури; 4. Компенсационный самопишущий прибор (КСП4) для регистрации температуры в контрольных точках; 5. Аналоговый измерительный прибор К-50, включенный в цепь питания электропривода от статического преобразователя, позволяющий контролировать электрические параметры привода (ток, напряжение).
Для удобства и фиксации показаний аналоговых приборов, они оборудованы видеокамерами, изображения с которых транслируются на телевизионную ЖК-панель оператора стенда (Рис. 3.4).
Отличительной особенностью данного экспериментального стенда является работа системы измерений в условиях сильных электромагнитных помех от статического преобразователя частоты и двигателя привода элеткрокомпрессора. В соответствии с рекомендациями, изложенными в работах [116, 117], было применено трехпроводное (дифференциальное) подключение, а каждый сигнальный кабель был пропущен через ферритовое кольцо, что позволяет эффективно гасит синфазные помехи [118]. Пуско-наладочные испытания системы диагностики подтвердили правильность принятых решений.
Расход рабочего тела определяется с помощью сопла Вентури, для чего измеряется статическое давление и температура газа перед соплом (точка И1 на Рис. 3.2), и перепад давлений на нем (точка И2) в соответствии с требованиями, описанными в литературе [33, 64]. Определяется давление и температура рабочего тела перед компрессором (точка И3 на Рис. 3.1). Для повышения надёжности измерений в поток выведены 3 термопары, показания которых осреднялись. За улиткой компрессора в поток выведены 2 термопары (точка И4 на Рис. 3.2), а на боковой поверхности сделан отбор статического давления. Так как при измерении характеристик компрессора был извествен расход, а также геометрические особенности трубопроводов, то данные со статических датчиков давления пересчитывались на полные параметры. Особое внимание в ходе экспериментальных исследований уделялось температурным показателям лепестковых газодинамических подшипников, имеющих температурные ограничения при эксплуатации, для этого в них смонтированы термопары, показания которых выводятся на монитор оператора (Рис. 3.5). При превышении допустимых показаний подшипниковых термопар эксперименты прекращались. Измеряемые параметры в ходе проведения экспериментальных исследований представлены в Таблице 3.2.
Сравнение характеристик ЦБК, полученных на различных рабочих телах с одинаковой молярной массой
Проведена отладка и настройка измерительного оборудования экспериментального стенда по исследованию характеристик малоразмерных центробежных компрессоров. Создана методика проведения исследований характеристик и обработки экспериментальных данных. Выполнены исследования характеристик малоразмерных ЦБК при работе на различных рабочих телах.
В программном комплексе CFX были проведены расчёты на воздухе с граничными условиями, полученными в ходе экспериментальных исследованиях. Для облегчения счёта было решено проводить расчёты в CFX без улитки с замыканием различных моделей турбулентности. На Рис. 4.1 представлено сравнение напорных характеристик ЦБК, а на Рис. 4.2. к.п.д. при различных использованных уравнениях замыкания.
Зависимость изоэнтропического к.п.д. от расхода при сравнении c экспериментальными данными полученными на воздухе Следует отметить, что при использовании модели турбулентности SSG Reynolds Stress при расходах 0,1710"3 м2 и 0,33 10"3 м2 сходимости решения добиться не удалось, поэтому на графиках она не представлена. При расходах менее 0,1510 3 м2 (начало помпажа при проведении экспериментальных исследований) сходимости решения не удалось добиться ни на одной из опробованных моделей турбулентности.
Из представленных данных следует, что на воздухе наибольшую сходимость как по к.п.д., так и по напорной характеристике показала модель турбулентности Ментера k-oSST (Shear Stress Transport), что находиться в соответствии с результатами работ [52, 92, 99, 101, 79, 104].
Таким образом, наибоее адекватно оценить характеристики ЦБК при численном моделировании позволяет замыкание системы уравнений моделью турбулентности к - со SST, на которой и выполнялись все дальнейшие расчёты.
При численном моделировании характеристик невозможно полностью учесть все нюансы реального рабочего процесса, поэтому очень часто используются различные допущения (отсутствие галтелей, перетечек газа через зазоры). А максимальное повторение геометрии и граничных условий иногда ведёт к неоправданному росту требований к вычислительной технике и времени расчёта. В Таблице 4.1 представлено сравнение времени расчётов ступени компрессора в зависимости от элементов, входящих в расчёт.
Элементы, входящие в расчёт Общееколичествоэлементов, тыс. Среднееколичествоитераций длярасчёта 1 точки,время 1 итерации Времярасчёта 1точки, с Входной конфузор, рабочее колесо, лопаточный диффузор, улитка 3801 4500, 82 3,7-105 Рабочее колесо, лопаточный диффузор, улитка 3336 4000, 80 3,2-105 Входной конфузор, рабочее колесо, лопаточный диффузор 1744 2000, 45 9,0-104 Рабочее колесо, лопаточный диффузор 1279 1800, 40 7,2-104 На Рис. 4.3 видно, что при расчёте на структурированной сетке без улитки в области низких расходов происходит завышение степени повышения давления, а на структурированной сетке с улиткой занижение степени повышения давления происходит в областях высоких расходов. При расчёте на неструктурированной сеточной модели с улиткой не удалось добиться приемлемой сходимости при приведённом расходе 0,00016 м2. Результаты расчёта на неструктурированной сеточной модели лежат значительно ниже, что подтверждается в работе [78]. Наибольшую сходимость по коэффициенту полезного действия показала структурированная сетка без улитки, все остальные комбинации расчётной зоны лежат значительно ниже.
К.п.д. ступени ЦБК при различных комбинациях проточной части при работе на воздухе при частоте вращения 30 000 1/мин в сравнение с экспериментальными При рассмотрении области высоких расходов на аргоне (Рис. 4.5) ситуация схожая с воздухом. К.п.д. и степень повышения давления на структурированной сетке без улитки практически совпадают, либо лежит чуть ниже экспериментально полученных данных. На неструктурированной расчётной сетке с улиткой была рассчитана одна точка, так как по аналогии с воздухом было понятно, что при полностью открытой дроссельной заслонке данные будут лежать значительно ниже экспериментальных.
В улитке происходит торможение и разворот потока газа, выходящего из лопаточного диффузора. Большой объём улитки, по сравнению с расчётной зоной сектора РК и ЛД, требует существенной размерности сеточной модели (более 2-х млн. для обеспечения требования у+ 2), в тоже время на время расчёта влияет тот факт, что в улитку данные о потоке напрямую попадают из одного сектора ЛД, где после расчёта сектора данные начинают передаваться на остальную входную зону улитки. Всё это ведёт к многократному увеличению требуемого времени расчёта, см. Таблицу 4.1. Поэтому для сокращения времени расчётов использовалась зависимость коэффициента сохранения полного давления от приведённого расхода при входе в улитку на воздухе, аргоне и криптоне в качестве рабочего тела, представленная на Рис. 4.6.