Методика расчета и моделирование центробежных компрессоров

АВИАЦИОННАЯ И РАКЕТНО-КОСМИЧЕСКАЯ ТЕХНИКА

УДК 621.431.75

Д. А. АХМЕДЗЯНОВ, А. Б. КОЗЛОВСКАЯ, Н. Б. ПРОСКУРИНА

МЕТОДИКА РАСЧЕТА И МОДЕЛИРОВАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ

Описана методика расчета центробежного компрессора и его основных составных частей (рабочее колесо, без-лопаточный диффузор, лопаточный диффузор, выходное устройство). Рассмотрен вариант профилирования рабочего колеса центробежного компрессора. Показана реализация методики в системе имитационного моделирования С0МРЯЕ880Я. Проведена проверка адекватности системы на примере конкретного экспериментального компрессора. Центробежный компрессор; имитационное моделирование; профилирование

ВВЕДЕНИЕ

В настоящее время при проектировании перспективных ТРДД и ТРДДФ для гражданской и боевой авиации проявился определенный интерес к центробежным компрессорам. Возможность достижения в них высоких степеней повышения давления при небольшой осевой протяженности и массе компрессора отодвинула на второй план такой недостаток центробежного компрессора, как более низкий КПД по сравнению с осевым компрессором.

Широкое применение центробежные компрессоры получили в малоразмерных газотурбинных двигателях для беспилотных летательных аппаратов и газотурбинных энергетических установок. Применение центробежных компрессоров в данном случае обусловлено возможностью получения потребных степеней повышения давления в одной ступени компрессора, что позволяет сократить количество деталей, а соответственно, и стоимость изделия.

Приведенный анализ указывает на актуальность проведения исследований в области проектирования центробежных компрессоров.

На современном этапе развития авиационного двигателестроения в рамках СЛЬ8-техно-логий при проектировании новых изделий все большее применение находит имитационное моделирование. Применение СЛЬ8-технологий позволяет значительно сократить сроки и материальные затраты при проведении различных работ на ранних стадиях проектирования за счет создания поузловой математической модели рабочего процесса изделия. Следующим этапом декомпозиции ГТД являются математические модели рабочего процесса, протекающего в различных узлах ГТД.

Данная работа посвящена построению математической модели рабочего процесса в центробежных компрессорах авиационных газотурбинных двигателей и энергетических установок.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА

В настоящее время вопросам расчета центробежных компрессоров авиационных ГТД посвящено множество работ [1-5]. Во всех рассмотренных материалах рабочий процесс в центробежном компрессоре декомпозируется на элементарные процессы в основных элементах центробежного компрессора: входном направляющем аппарате, рабочем колесе центробежного компрессора, безлопаточном диффузоре, лопаточном диффузоре, выходном устройстве. Для проведения проектировочного расчета центробежного компрессора производится последовательный расчет основных параметров рабочего процесса от элемента к элементу с учетом выполнения основных законов сохранения газовой динамики и термодинамики (уравнение неразрывности и энергии).

2. ПОДГОТОВКА ИСХОДНЫХ ДАННЫХ

В данной работе рассматривается методика расчета центробежного компрессора, разработанная авторами для реализации в системе имитационного моделирования компрессоров авиационных газотурбинных двигателей и энергетических установок.

После проведения термогазодинамического моделирования двигателя в проектной точке становятся известными исходные параметры для проведения проектного расчета компрессора.

Контактная информация: (347) 273-79-54

Исходными данными для расчета центробежного компрессора являются:

1) полное давление воздуха на входе в компрессор р*, Па;

2) полная температура воздуха на входе в компрессор ТІ, К;

3) расход воздуха через компрессор Ов, кг/с;

4) степень повышения давления в ступени

*

пк ;

5) угол входа потока в абсолютном движении на концевом диаметре а1;

6) приведенная скорость потока на входе Х1;

7) адиабатический КПД компрессора пК ;

8) относительный диаметр втулки на входе в рабочее колесо ё вт;

9) коэффициент неравномерности К^ ;

10) отношение диаметров ё12 = АЦ

А

11) приведенная частота вращения ротора п, об/мин;

12) число Маха по относительной скорости на входе на среднем радиусе М1ср ;

13) метод закрутки потока т;

14) число лопаток рабочего колеса zк;

15) коэффициент гидравлических потерь в ВНА ^;

16) коэффициент гидравлических потерь при повороте £,2;

17) коэффициент дисковых потерь а;

18) отношение диаметров ё32 = А3;

А

19) отношение диаметров d4Ъ = —4;

А

20) показатель политропы процесса в диффузоре па,

21) показатель политропы процесса в рабочем колесе пк;

22) отношение проходных сечений /43;

23) число лопаток в ЛД zd;

24) коэффициент гидравлических потерь в выходном устройстве £,ву;

25) абсолютная скорость потока за выходным устройством ск;

26) средний угол расширения лопаточного диффузора 0.

2. МЕТОДИКА ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА

Схема цетробежного компрессора с основными размерами приведена на рис. 1.

Рис. 1. Центробежный компрессор

Расчет ВНА и рабочего колеса

1. Адиабатическая работа сжатия в рабочем колесе по параметрам заторможенного потока, Дж/кг

я*д =—ят;

ад к -1 1

( к-1 ^

я!к -1

где к - показатель адиабаты, Я - газовая постоянная.

2. Диаметр на входе, м

А =

4 • Ов>/ТТ

п • $в ' Р1 • Ч('^1) • эт а1 • К„

$В = 0,0404 для к = 1,4.

3. Диаметр втулки на входе в рабочее колесо, м

А0 = А • ёвт .

4. Окружная скорость потока на входе в концевом сечении, м/с

лДп

и =——.

1 60

5. Окружная скорость потока на входе на среднем диаметре, м/с

И1ср =

п • п А1 + А0

60

2

6. Средний диаметр на входу в РК, м

Ар =

А2 + А2

Ниже рассмотрена методика расчета без введения закрутки потока на входе в рабочее колесо.

Расчет осевой составляющей абсолютной скорости на входе в рабочее колесо определяется в результате итерационного процесса. Задается ряд значений с1аср и проводится расчет (п. 7-10), пока значение с1аср (п. 10) не совпадет с заданным значением с1аср.

7. Статическая температура на среднем диаметре, К

2

Т = Т

"1а

2кЯ

8. Статическое давление на среднем диаметре, Па

Р1 = Р1

к

Т Л к-1

1

Т *

V Т1 У

9. Статическая плотность на среднем диаметре, кг/м3

Р1 =

Р1

ЯТ

10. Осевая составляющая абсолютной скорости потока на входе на среднем диаметре, м/с

4вв

с1аср

пр1ср

11. Относительная скорость потока на входе в колесо на концевом диаметре, м/с

Ж

=!•

„2 , „ 2 С1а + И1 .

(сделано предположение о равенстве осевых скоростей по высоте пера лопатки на входе

с1а с1аср и с1ср С1аср).

12. Число Маха по относительной скорости на входе в рабочее колесо на концевом диаметре

М1 =

л]кЯТ1 '

Для удовлетворения аэродинамическим ограничениям должно соблюдаться условие М1 < 0,95 +1,1, в противном случае необходимо ввести закрутку воздуха перед входом в рабочее колесо.

13. Относительная скорость потока на среднем диаметре

Ж

1ср

Сі + И2ср.

14. Угол входа потока в относительном движении на концевом диаметре, град.

Р1 = аг^

V и1 У

15. Угол входа потока в относительном движении на среднем диаметре, град.

в1ср =

Л

Чср

ил

V 1ср

В случае введения закрутки потока на входе в рабочее колесо расчет ведется по следующей методике.

Расчет осевой составляющей абсолютной скорости на входе в рабочее колесо определяется в результате итерационного процесса. Задается ряд значений с1аср и проводится расчет (п. 16-19), пока значение с1аср (п. 19) не совпадет с заданным значением с1аср.

16. Статическая температура на среднем диаметре, К

т =т *-с 2 к -1

1 1 1аср 2кЯ '

17. Статическое давление на среднем диаметре, Па

Р1 = Р1

( т

* і 1

к

Л к-1

Т1

18. Статическая плотность на среднем диа-

метре, кг/м3

р1

= .И-ЯТ

19. Осевая составляющая абсолютной скорости потока на входе в рабочее колесо на среднем диаметре, м/с

с = Л ,

1аср яр1(—1 - — 02) '

20. Окружная составляющая скорости потока на входе в компрессор на среднем диаметре, м/с

=Л

1а с

21. Относительная скорость потока на входе в рабочее колесо на среднем диаметре, м/с

Ж =

1 ср

С1а + И1ср

(И - с1и ).

V 1 ср 1и ср /

22. Угол входа потока в рабочее колесо в абсолютном движении на среднем диаметре, град.

Л

а1ср = агс1§

Л

'1а с

и ср у

2

с

с

23. Угол входа потока в РК в относительном движении на среднем диаметре, град.

( „ Л

с

а ср

Р1ср = агс1§

^ "1ср ' 1И ср ]

24. Угол предварительной закрутки потока на концевом диаметре, град.

( ,„а Л

а1 = arctg

«а1с

где т = -1.. .1 - метод закрутки потока.

25. Абсолютная скорость потока на входе в рабочее колесо на концевом диаметре, м/с

Аср

А

1аср

26. Осевая составляющая абсолютной скорости потока на входе в рабочее колесо на концевом диаметре, м/с

с,„ = с • эт а.

Па ~ ^1 “1 •

27. Окружная составляющая абсолютной скорости потока на входе в рабочее колесо на концевом диаметре, м/с

с1и = с • соэ а .

28. Относительная скорость потока на концевом диаметре на входе в рабочее колесо, м/с

1 =\1(и1 - си )2 + са .

Ж1 =

29. Угол входа потока в относительном движении на концевом диаметре (при закрутке потока), град.

( с Л

Р1 = агс§ —-— .

V и1 - с1и у

30. Шаг решетки рабочего колеса, м

пА,

где z - количество лопаток рабочего колеса.

31. Осевая составляющая абсолютной скорости потока на входе в РК на 7-м радиусе, м/с

^ са

_ 1 аср

а і V 'щ\ ґ1 - 2 • г

где г - радиус скругления кромок лопаток на входе.

32. Относительная скорость потока на і-м радиусе на входе в рабочее колесо, м/с

п

Ж =

соэ Р1

33. Диаметр рабочего колеса на выходе, м

А, =

ё12

34. Окружная скорость на выходе из рабочего колеса в концевом сечении, м/с

тВ2

60

35. Коэффициент ц, учитывающий влияние конечного числа лопаток

1

1 +

2п

3 * (в Л

1

V А У

36. Ширина межлопаточного канала в концевом сечении на выходе из рабочего колеса, м

Ъ =_________О_________.

11 (пА1 - * • 2г)Р1срс1аср

37. Ширина межлопаточного канала во втулочном сечении на выходе из рабочего колеса, м

Ъ10 =

о

(пА - * • 2г)р1срс1а

38. Окружная составляющая абсолютной скорости потока на выходе из рабочего колеса в концевом сечении, м/с

с2и = Ц ^ И2 .

39. Гидравлические потери при прохождении воздуха через канал ВНА, Дж/кг

Т = і (Ж )2

Я1 ^1 2 .

40. Гидравлические потери при повороте струи воздуха из осевого направления в радиальное, Дж/кг

41. Суммарные гидравлические потери, Дж/кг

А = А1 + А2.

42. Относительные потери

Т =

1^-П

43. Показатель политропы сжатия в рабочем колесе

пк к х

Пк -1 к -1 у’

и2=

1

2

(1-т)соэ а1

*

2

и

2

где х = ц- —- + -22

“Чиср

V и2 у

- с1и А1 - Т

п Я

и2 А2

у = ц—+_ 22

(с Л2 1иср

V и2 у

.с^Ак И2 А2

- а,

а - коэффициент дисковых потерь, задается в диапазоне 0,04...0,08.

Далее определяется итерационным путем согласно п. 44 статическая плотность потока на выходе из рабочего колеса до совпадения полученного значения п. 49.

44. Статическая плотность потока на выходе из рабочего колеса, кг/м3

(

Р 2 = р1

к - 1

кЯТ

1ср

х

ц----\—

22

1 ( с,,

V и2 у

сиА1

А

+а

45. Коэффициент трения диска р = 01 • а 103

и2 • А2 • Р2

46. Потребная работа для привода во вращение рабочего колеса, Дж

Н к = и2

ц+а

^1иср

А1

и2 А2 У

47. Статическая температура потока за рабочим колесом, К

Т2 = Т1 + АТ,

где АТ =-

-у.

-----Я

к-1

48. Статическое давление потока за рабочим колесом, Па

51. Число Маха по абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса

М 2 =

кЯТ2

52. Угол выхода потока в абсолютном движении из рабочего колеса, град.

а 2 = агс^

(с Л

'2г

V с2и У

53. Ширина рабочего колеса на выходе, м/с

о,

Ъ2 =

Р 2 пА2с2

54. Адиабатический напор рабочего колеса по статическим параметрам, Дж/кг

н = _±_ ад к -1

ЯТ1

к-1

( Р2 Л ^

Р1

-1

55. Адиабатический КПД рабочего колеса по заторможенным параметрам

ПРК

я + С22 + С2

н-д + ~^~ н„

56. Диаметр на выходе из безлопаточного диффузора, м

А3 = А2 • ё32 .

57. Диаметр на выходе из лопаточного диффузора, м

А4 — А3 • ё43.

Расчет безлопаточного диффузора

1. Абсолютная скорость потока на выходе из БЛД, м/с

с = с

А

А

Р2 = Р1

Т

V Т1 У

49. Статическая плотность потока за рабочим колесом, кг/м3

Р2

= -Р2-

ЯТ

50. Абсолютная скорость потока за рабочим колесом в концевом сечении, м/с

где с2г = с1аср.

2. Статическая температура потока на выходе из БЛД, К

с2 - с3 Т =Т+——3

2^К к -1

3. Полная температура потока на выходе из БЛД, К

Т* = Т3 +

2-^Я

к-1

4. Число Маха на выходе из БЛД

2

с

2

2

2

2

к

2

и

2

п

2

с

3

с

2

Мз =

у/кЩ'

5. Статическое давление потока на выходе из БЛД, Па

Рз = Р2 +

V T2 У

где пё - показатель политропы процесса в БЛД, задается в диапазоне 1,45.1,65.

6. Статическая плотность потока на выходе из БЛД, кг/м3

Рз =

Рз

RT

7. Полное давление потока на выходе из БЛД, Па

Рз = Рз I 1 +

к -1

к

М2

к-1

8. Угол выхода потока из БЛД (без учета трения), град.

а3 = arctg

Ь2Р 2 Рз

tga 2

Расчет лопаточного диффузора

1. Площадь поперечного сечения на входе в ЛД, м

^з = пйз sin a з.

2. Площадь поперечного сечения на выходе из ЛД, м

F = Рз/4з,

где /4з - отношение проходных сечений в диффузоре.

3. Угол входа потока в ЛД, град

( F Л

4

a 4 = arcsin —4— .

V nD4b2 У

4. Полное давление потока на выходе из ЛД, Па

* *

Р4 = °ЛД Рз .

5. Плотность линий тока на выходе из ЛД

СвТ?з

q(A 4 ) =

SB Р4 F4

A4 определяется по таблицам газодинамических функций.

6. Абсолютная скорость потока на выходе из ЛД, м/с

к

к - 1

RT**.

7. Статическая температура потока на выходе из ЛД, К

22 T = T + —_—

T 4 T з + к '

2-^—R

к-1

8. Показатель политропы процесса в ЛД

к

Í

п„„ -1 к -1

лд

22 А р сз С4

где ЛЕлл = з 4

1-

H

\

Rлд

DE

лд

- изменение кинетической

энергии в ЛД, НЯлд = £,лд -у- - потери на трение

в ЛД; при М3 = 0,3...0,7 ^лд = 0,14...0,2

(0ср = 4...10°), если 0,7 < М3 < 0,9, то

^ = 0,2...0,24 (0ср = 6...10°).

9. Статическое давление потока на выходе из ЛД, Па

Р4 = Рз

лд плд -

( T Лплд-1

V тз У

10. Полное давление потока на выходе из ЛД, Па

Р 4

Р 4

1 -

к к-1

к +1

11. Уточненное значение коэффициента полного давления

*

а = ^

^ лд * •

Р3

12. Статическая плотность воздуха на выходе из ЛД

Р4

= -Р±-rta

Расчет выходного устройства

1. Задается значение скорости потока ск после выходного устройства в диапазоне ск = = 60. 140 м/с.

2. Статическая температура потока на выходе из компрессора, К

Тк = т4 +дт4,

с

з

п

лд

2

к

где АТ4 =

2^Я к -1

3. Полная температура потока на выходе из

'* = Т * к = Т4

компрессора Тк* = Т4* , К

С л

2-^Я к -1

4. Показатель политропы процесса в выходном устройстве

к

(

пВУ -1 к -1

1

Л

АЕ

ву У

где НКВУ = 2,ВУ — работа трения при течении

воздуха в выходном устройстве, 2,

2 2 с4 - ск

Л£ву =—---------

ВУ

= 0,5;

2

- изменение кинетической

энергии в выходном устройстве.

5. Статическое давление потока на выходе из компрессора, Па

пВ

Рк = Р4

( Тк | пву-1 Т

Vі 4 У

6. Статическая плотность воздуха на выходе из компрессора, кг/м3

р

Рк =

ЯТк

7. Полное давление потока на выходе из компрессора, Па

к +1 к

к к-1

где =

2-^ЯТ,*

к +1

8. Степень повышение полного давления в компрессоре

Р1

Степень повышения полного давления пк не должна отличаться от заданной величины П более чем на 2%, в противном случае

необходимо провести повторный расчет.

3. ПРОФИЛИРОВАНИЕ

Профилирование канала колеса производится с целью обеспечения на расчетном режиме минимальных потерь в нем. При этом срыв потока во входном направляющем аппарате (ВНА) в зоне поворота из осевого направления в радиальное и у передних поверхностей лопаток колеса не допускается. В результате расчета кинематических параметров центробежной ступени компрессора при заданных отношени-

А А Аср

ях —- , —- , —- были получены некоторые

А А А

геометрические параметры рабочего колеса: площадь входа в рабочее колесо А, ширина колеса Ъ2 на выходе, диаметры - А, Ар, А, А.

На рис. 2 показан профиль внутренней стенки колеса центробежного компрессора. Контур втулки ВНА и прямолинейная часть внутренней стенки колеса сопряжены окружностью с радиусом Ят0 в точках А и В:

А

Ят0 = '

х -

2 У

2

1 - эт 01

где х = -^ = 0,15...0,20; 52 - осевой размер ко-—2 Л 2

леса; —2 = 0,0075...0,010 - относительная тол—2

щина диска; 02 = 5...7° - угол уширения внутренней стенки диска (диапазон изменения устанавливается из прочностных соображений); 01 =10...20° - угол наклона внутренней стенки

ВНА —в- = 0,75...0,85.

—

Рис. 2. Профиль внутренней стенки колеса [3]

2

2

4 Ск

п

ВУ

2

к

к

1

с

к

=<

*

__ ./к

п

к

На рис. 3 показана схема построения меридионального сечения каналов колеса.

Рис. 3. Схема меридионального сечения каналов колеса [3]

4. СИСТЕМА ИМИТАЦИОННОГО МОДЕЛИРОВНИЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ

В МетаСАПР САМСТО разработана система имитационного моделиования компрессоров. На рис. 4-5 показан внешний вид системы для расчета центробежных компрессоров и окно задания исходных данных.

¡*Г Компрессор(с) Кафедра АД 2009 - [Модель : radialeomp]

"^| Файл Правка Расчеты Результаты Отчёт Окно Справка

fcl X & Діві і ч>

Иерархия Текущий уровень

ш Начальные условия га Входной патрубок ЦБК »

Ц Центробежная ступень

И! Общие результаты tkl -л

Рис. 4. Модель центробежного компрессора в системе моделирования COMPRESSOR [6]

Была проведена проверка адекватности модели. Полученные результаты сравнивались с экспериментом. Сравнение результатов приведено в таблице.

На рис. 6-7 приведена полученная в системе COMPRESSOR проточная часть компрессора и треугольники скоростей.

Рис. 5. Исходные данные

Рис. 6. Проточная часть компрессора

Рис. 7. Треугольник скоростей

Как видно из таблицы, наибольшие погрешности наблюдаются при расчете таких параметров, как с2, с2а, Ж2, с2и, р2. Полученные погрешности обусловлены конструктивными особенностями исследуемого компрессора (сплиттерное рабочее колесо), которые не позволили корректно рассчитать коэффициент ц, а следовательно, и с2и; принятым в методике допущением о равенстве осевой скорости на входе и выходе из РК, которое обуславливает погрешность расчета с2а, с2, Ж2, р2.

Сравнение результатов

Параметр Обозначение Расчет Эксперимент 5тах ,%

Диаметр втулки, мм Ат 50,04 50 0,08

Концевой диаметр на входе в РК, мм А 114,12 114 0,102

Диаметр на выходе из РК, мм А 170,17 170 0,1

Диаметр на выходе из БЛД, мм А 184,93 184 0,11

Диаметр на выходе из ЛД, мм А 270,19 270 0,07

Ширина канала на выходе из РК, мм Ь2 9 9 0

Абсолютная скорость на среднем диаметре на входе в РК, м/с С1ср 184,55 188,6 2,14

Осевая составляющая абсолютной скорости на среднем диаметре на входе в РК, м/с С1аср 184,5 188,6 2,14

Абсолютная скорость на выходе из РК, м/с С2 448,4 373,9 19,9

Осевая составляющая абсолютной скорости на выходе из РК, м/с С2а 184,6 158,6 16,8

Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из РК, м/с С2и 408,6 338,6 20,7

Относительная скорость на среднем диаметре на входе в РК, м/с ^1ср 320,5 322,64 0,6

Относительная скорость на выходе из РК, м/с 208,7 230,3 9,3

Угол потока в абсолютном движении на выходе из РК, град. а 2 24,3 25,1 3,18

Угол потока в относительном направлении на среднем диаметре на входе в РК, град. в1ср 35,16 35,77 1,7

Статическое давление на входе в РК, кПа Р1 81,122 80,178 1,17

Статическая температура на входе в РК, К т 271 270,3 0,26

Статическое давление на выходе из РК, кПа Р2 208,1 252,3 17,5

Статическая температура на выходе из РК, К т 2 404,98 401,69 0,25

Степень повышения давления в РК * ПРК 4,38 4,45 1,5

Погрешность расчета остальных параметров не превышает 3%, что можно считать удовлетворительным результатом.

Апробация модели была также проведена на установке для изучения характеристик центробежных компрессоров ОРТ-210 (рис. 8, 9), данные расчета в имитационной модели совпали с экспериментальными данными в пределах допустимой погрешности.

Рис. 8. Схема компрессора с входным устройством: 1 - сопло Вентури, 2 - заборник статического давления сопла Вентури, 3 - заборник статического давления на входе в компрессор, 4 - полное давление на выходе из компрессора; полная температура на выходе из компрессора, 5 -статическое давление на выходе из компрессор, 6 - рабочее колесо, 7 - выходное устройство, 8 - вал

Рис. 9. Вид стенда для испытания центробежного компрессора

ВЫВОДЫ

Таким образом, была разработана методика расчета центробежного компрессора, реализованная в системе моделирования, которая позволяет производить моделирование компрессоров с различными входными параметрами. Была проверена адекватность методики и системы моделирования. Сделаны выводы о необходимости внесения поправочных коэффициентов в методику при расчете нестандартных конструкций (например, сплиттерных колес). Проверка адекватности системы и методики на испытательном стенде показала удовлетворительную сходимость экспериментальных и расчетных данных.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Ржавин Ю. А. Осевые и центробежные компрессоры двигателей летательных аппаратов. Теория, конструкция и расчет: Учеб. М.: МАИ, 1995. 344 с.

2. Выбор параметров и газодинамический расчет осевых компрессоров и турбин авиационных ГТД: Учеб. пособие / О. Н. Емин [и др.]. М.: Дипак, 2003. 156 с.

3. Проектный термогазодинамический расчет основных параметров авиационных лопаточных машин / А. Н. Белоусов [и др.]. Самар. гос. аэрокосм. ун-т, 2006. 316 с.

4. Холщевников К. В. Теория и расчет авиационных лопаточных машин: Учеб. для авиац. вузов и факультетов. М.: Машиностроение, 1970. 610 с.

5. Галимзянов Ф. Г. Термодинамические и газодинамические расчеты авиационных ТРД: Лопаточные машины (Осевые компрессоры): Учеб. пособие. Уфа: УАИ, 1978. 100 с.

6. Система моделирования компрессоров авиационных ГТД (COMPRESSOR): Свид-во об офиц. регистрации / Д. А. Ахмедзянов [и др.]. М.: Роспатент, 2009.

ОБ АВТОРАХ

Ахмедзянов Дмитрий Альбертович, проф. каф. авиац. двигателей, зам. декана ФАД. Дипл. инж. по авиац. двиг. и энерг. уст. (УГАТУ, 1997). Д-р техн. наук по тепл., электроракетн. двигателям и энергоустановкам ЛА (УГАТУ, 2007). Иссл. в обл. рабочих процессов в авиац. ГТД, разработки матем. моделей сложн. техн. объектов, САПР авиац. ГТД.

Козловская Александра Борисовна, асп. той же каф. Дипл. инж. по авиац. двиг. и энерг. установкам (УГАТУ, 2008). Ис-сл. в обл. процессов в компрессорах авиац. ГТД с использованием имитац. и 3Б-САБ/САЕ-моделирования.

Проскурина Наталия Борисовна, магистрантка той же каф. Дипл. бакалавр техники и технологии (УГАТУ, 2009). Иссл. в обл. процессов в центробежных компрессорах ГТД с использованием имитац. и 3Б-САБ/САЕ-моделирования.