Исследование гидравлических характеристик улиточного газоотводящего устройства с осерадиальным косо срезанным диффузором

DOI: 10.15593/2224-9982/2017.51.08 УДК 621.1.65: 621.438

С.А. Мосин, О.Н. Левитова, Р.Е. Кириченко, Д.Г. Иевлев, Д. К. Василюк, С.М. Хасанов

ПАО «ОДК-Сатурн», Рыбинск, Россия

ИССЛЕДОВАНИЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК

УЛИТОЧНОГО ГАЗООТВОДЯЩЕГО УСТРОЙСТВА С ОСЕРАДИАЛЬНЫМ КОСО СРЕЗАННЫМ ДИФФУЗОРОМ

Рассмотрена конструкция газоотводящего устройства для корабельных морских двигателей. При проектировании газоотводящего устройства решена проблема обеспечения предельно малых осевых габаритных размеров при минимально возможных потерях полного давления. Разработанное газоотводящее устройство имеет в составе наружный кожух, за счет которого обеспечивается эжекционная продувка воздуха из подкапотного пространства газотурбинного двигателя.

Гидравлические характеристики улиточных газоотводящих устройств определены с использованием программы ANSYS CFX, моделирование течения в трехмерной постановке выполнено при использовании моделей турбулентности SST k-m с построением неструктурированной тетрагональной расчетной области. Проанализированы конструкции шести вариантов улиточных осерадиальных газоотводящих устройств. В расчетах учтены потери на распад вихревых структур в каналах системы выхлопа, размещаемых за срезом газоотводящего устройства.

В работе также выполнено сравнение результатов численного моделирования и экспериментального исследования, полученных на уменьшенных моделях газоотводящих устройств без дополнительной нагрузки. По результатам исследований проведен анализ возможных погрешностей, вносимых в модель и эксперимент, учет которых обеспечил приемлемое соответствие расчетных и экспериментальных гидравлических характеристик газоотводящего устройства в рабочем диапазоне режимов.

Проведенные исследования позволили определить совместное влияние основных геометрических параметров на гидравлические характеристики разработанного улиточного газоотводящего устройства.

Ключевые слова: численное моделирование, модель турбулентности, гидравлические характеристики, геометрические параметры, улиточные газоотводящие устройства с осерадиальным косо срезанным диффузором, газотурбинные двигатели.

Э.А. Mosin, O.N. Levitova, R.E., Kirichenko, D.G. levlev, D.K. Vasilyuc, S.M. Khasanov

PJSC "UEC-Saturn", Rybinsk, Russian Federation

ANALYSIS OF HYDRAULIC CHARACTERISTICS OF SNAIL-SHAPED EXHAUST DUCT WITH AXIAL-RADIAL OBLIQUELY CUT DIFFUSER

In this article it's described the design of exhausted duct for marine engines. During the design process of exhausted duct the problem of providing extremely small axial overall size with the minimum possible total pressure loss was solved. The designed exhausted duct has an outer casing that provides an ejection blowing of the air from the engine room.

Hydraulic characteristics of snail-shaped exhaust duct has been defined by using Ansys CFX program, simulation of flow in three-dimension model has been performed by using the turbulence model SST k-ы with making of not structured tetragonal rated operating conditions. In the article the design of six variants of street exhausted ducts are analyzed. In the calculation the losses due to decay of vortex structures are taken into account.

The results of numerical simulations and experimental research, obtained on reduced models of exhausted ducts without additional load, are compared. The study analyzed the possible errors introduced in model and experiment which provided the acceptable calculated and experimental hydraulic characteristics of exhaust duct in operating range.

Conducted studies have allowed to determine the combine influence of the major geometric parameters on the hydraulic characteristics of developed snail-shaped exhaust duct.

Keywords: numerical simulation, turbulence model, hydraulic characteristics, geometrics, snail-shaped exhaust duct with axial-radial obliquely cut diffuser, gas-turbine engines.

Введение

В настоящее время наиболее актуальны задачи как обеспечения газотурбинными двигателями (ГТД) вновь строящихся судов, так и замены ГТД при ремонте и модернизации водоиз-мещающих кораблей.

Для замены ГТД, отработавших ресурс, используются ГТД большей мощности и, следовательно, габаритов [1]. В результате возникает необходимость разработки газоотводящих устройств с предельно малыми осевыми габаритными размерами, удовлетворяющими требованиям по гидравлическим характеристикам, предъявляемым к газоотводящим устройствам, используемым в составе ГТД корабельного исполнения [2]. К таким устройствам относятся улиточные газоотводящие устройства с осерадиальным косо срезанным диффузором, позволяющие пустить поток газа, выходящего из двигателя, в направлении, перпендикулярном оси двигателя, и далее в выхлопную систему корабля [3].

Основными требованиями, предъявляемыми к газоотводящим устройствам, используемым в составе ГТД корабельного исполнения, является обеспечение [4]:

- минимальных возможных потерь полного давления при предельно малых осевых габаритных размерах [5];

- эжекционной продувки воздуха из подкапотного пространства и теплоизолирующего кожуха ГТД.

Для обеспечения существующих кораблей силовыми установками с реверсивной силовой турбиной спроектировано газоотводящее устройство, позволяющее получить потери полного давления 1,47 кПа на номинальном режиме работы, обеспечив работоспособность системы эжектирования воздуха из подкапотного пространства с коэффициентом эжекции 0,1 при заданных габаритных размерах.

Спроектированное выходное газоотводящее устройство (рис. 1) состоит из косо срезанного осе-радиального диффузора и сборного кожуха (улиточная полость), обеспечивающего поворот струи выхлопных газов на угол 90° относительно оси газотурбинной установки. Геометрические характеристики выходного устройства выбраны из условия обеспечения минимальных гидравлических потерь при заданных габаритных размерах [6, 7].

Расчеты по определению гидравлических характеристик моделей улиточных газоотводящих устройств выполнены с использованием пакета вычислительной газовой динамики ЛКБУБ СБХ, полученные результаты показывают приемлемое соответствие расчетных потерь полного давления в улиточном газоотводящем устройстве с потерями, измеренными при экспериментальных исследованиях в диапазоне приведенной скорости потока на входе в газоотводящий канал от ^вх = 0,25 до ^вх = 0,45.

Рис. 1. Сравнение геометрии шести вариантов осерадиальных газоотводящих устройств

Результаты исследований

В представленной статье рассматриваются шесть вариантов улиточных осерадиальных газоотводящих устройств.

Расчетные исследования выполнены на номинальном режиме работы двигателя (Тн = 288,15 К), учтены потери на распад вихревых структур в каналах системы выхлопа, размещаемых за срезом газоотводящего устройства.

Суммарное значение потерь полного давления может быть определено только в результате верификации трехмерных расчетов течения. Результаты выполненных расчетов позволяют также учесть снижение потерь при учете сопротивления выхлопной шахты, расположенной за срезом газоотводящего устройства.

Основной особенностью всех шести вариантов газоотводящих устройств является то, что они спроектированы в существенно ограниченных осевых и радиальных габаритах [8]. В результате степень расширения канала осевого диффузора п = ^ых/^х составляет:

- 1,91 для газоотвода варианта № 1;

- 1,82 для газоотвода варианта № 2;

- 1,75 для газоотвода варианта № 3;

- 1,64 для газоотвода варианта № 4;

- 1,57 для газоотвода варианта № 5;

- 1,48 для газоотвода варианта № 6.

Реализация в осевом диффузоре более высокой степени увеличения площади канала позволяет получить большее снижение скорости потока перед входом в осерадиальный диффузор и снизить потери в улитке газоотводящего устройства, однако существенное увеличения выше п > 1,8 приводит к отрыву потока и, как следствие, существенному увеличению потерь полного давления по тракту канала давления [9].

Для анализа характеристик газоотводящих устройств на рис. 2 показана схема обозначения, а в табл. 1 представлены основные размеры, определяющие геометрию осерадиальных газоотводя-щих устройств.

В соответствии с основными требованиями газоотводящее устройство должно обеспечивать потери полного давления не более 1500 Па на номинальном режиме при нормальных атмосферных условиях (температура наружного воздуха 288,15 К и атмосферное давление 101 300 Па), а также при наличии гидравлического сопротивления на выходе из системы газовыхлопа не более 3000 Па [10].

В табл. 2 представлены характеристики шести вариантов газоотводящих устройств без учета и с учетом добавочного сопротивления на выходе по результатам численного моделирования.

Лучшие гидравлические характеристики по результатам численного моделирования показал вариант № 6 газоотводящего устройства, для использования варианта № 6 следует снять ограничения на осевые и радиальные габариты. Однако необходимо отметить, что при использовании в расчете добавочной нагрузки в выхлопной шахте двигателя потери полного давления возрастают до 1,86 %, а величина разности полных давлений между входом и выходом из улитки газоотводящего устройства возрастает до До = 1973,8 Па, что превышает требования, предъявленные к газоотводящему устройству. Данное обстоятельство связано с резким падением приведенной скорости в улитке газоотводящего устройства с величины ^вх = 0,2 до значения ^вых. ос. диф = = 0,151, в результате на выходе из осевого диффузора происходит отрыв потока и формирование закрученного течения газа на входе в радиальный диффузорный участок, сопровождающийся увеличением потерь полного давления [11].

Рис. 2. Геометрические характеристики улиточного газоотводящего устройства с осерадиальным косо срезанным диффузором

Основные размеры, определяющие геометрию осерадиальных газоотводящих устройств

Основные характеристики газоотводящих устройств Варианты газоотводящих устройств

1 2 3 4 5 6

Осевой габарит газоотвода Ь^, мм 900 950 1100 1500 1600 2100

Радиальный габарит газоотвода мм 1400 1500 1800 2000 2200 2500

Приведенная скорость на выходе из СТ ХВыхст 0,2116 0,2119 0,2120 0,2160 0,2146 0,2133

Приведенная скорость на входе в газоотвод 0,1917 0,1920 0,1921 0,2063 0,2050 0,2038

Степень расширения осевого диффузора п = I•],,,, 1,91 1,82 1,75 1,64 1,57 1,48

Эквивалентный угол осевого диффузора аЭКв. ос. диф, град 4,69 6,78 5,01 14,35 14,78 12,17

Площадь входа в осевой диффузор м2 0,537 0,537 0,537 0,537 0,537 0,537

Наружный угол входа в осевой диффузор «||(||;1,, град 8 10 11 12 5 8

Наружный угол выхода из осевого диффузора 0Снар2, град 145 129 125 131 120 90

Внутренний угол входа в осевой диффузор 0СвНь град 34 33 16 14 6 5

Внутренний угол выхода из осевого диффузора «,„,2, град 38 36 48 60 31 90

Угол среза диффузора сссрз, град 6 8 5 5 4 0

Наружный радиус выхода из радиального диффузора м 0,252 0,175 0,169 0,172 0,386 0,096

Внутренний радиус выхода из радиального диффузора м 0,016 0,016 0,016 0,040 0,060 0,030

Радиус поворотного участка основания улитки м 0,016 0,016 0,016 0,040 0,060 0,030

Высота входа в осевой диффузор Ьг, м 0,0486 0,0486 0,0486 0,0486 0,0486 0,0486

Высота выхода из осевого диффузора Ь2, м 0,0678 0,0926 0,0760 0,0778 0,115 0,886

Внутренняя ширина канала радиального диффузора ¿3, м 0,0891 0,0801 0,0775 0,0823 0,180 0,058

Наружная ширина канала радиального диффузора Ь4, м 0,128 0,0915 0,0726 0,082 0,144 0,058

Расстояние от среза диффузора до основания улитки Ь5, м 0,0351 0,0343 0,0284 0,0317 0,040 0,034

Площадь выхода из газоотводящего устройства м2 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96 0,96

Суммарные полные потери полного давления в газоотводящем канале с учетом подкапотного пространства До 2, % 2,945 2,79 2,55 2,48 2,45 3,24

Армм вод. ст. 318,68 301,91 275,94 268,37 265,12 350,61

ДРе, Па 3125,175 2960,692 2706,009 2631,726 2599,891 3438,223

*СТ - силовая турбина.

Таблица 2

Результаты расчета потерь полного давления в вариантах 1-6 газоотводящих устройств

Параметры Варианты газоотводящих устройств

1 2 3 4 5 6

Расчет без нагрузки на выходе

Приведенная скорость на входе в газоотвод ^ 0,206 0,207 0,206 0,206 0,207 0,208

Приведенная скорость на выходе из осевого диффузора Хвых. ос. диф 0,176 0,174 0,173 0,172 0,172 0,171

Коэффициент гидравлического сопротивления газоотвода ^о 0,563 0,422 0,269 0,263 0,261 0,258

Потери полного давления в газоотводя-щем устройстве Др, Па 2069,30 1920,73 1315,86 1262,80 1220,35 1177,90

До, % 1,95 1,81 1,24 1,19 1,15 1,11

Расчет с учетом добавочного сопротивления на выходе

Приведенная скорость на входе в газоотвод ^ 0,201 0,201 0,199 0,199 0,201 0,199

Приведенная скорость на выходе из осевого диффузора Хвых. ос. диф 0,178 0,174 0,172 0,169 0,168 0,151

Коэффициент гидравлического сопротивления газоотвода 0,459 0,341 0,194 0,188 0,184 0,362

Потери полного давления в газоотводя-щем устройстве Др, Па 1559,93 1496,26 1252,19 1177,91 1146,07 1973,79

До, % 1,47 1,41 1,18 1,11 1,08 1,86

Результаты численного моделирования для вариантов № 1-5 показывают одинаковые качественные характеристики по гидравлическим потерям полного давления как с учетом добавочных нагрузок, так и без них. Для варианта № 1, имеющего наименьший осевой размер и большую величину степени расширения осевого диффузора п = 1,91, характерна высокая скорость потока на выходе. У спроектированного газоотводящего устройства невозможно реализовать дополнительно увеличение степени п для снижения скорости потока, возникают отрывные течения при повороте потока. Для снижения потерь полного давления, улучшения гидравлических характеристик варианта № 1 спроектированы варианты газоотводящих устройств № 2-5. Вариант № 2 имеет похожую с вариантом № 1 характеристику по потерям давления, потери давления с величины До = 1,47 % снижается до До = 1,41 %.

Незначительное снижение потерь также обусловлено зажатыми осевыми габаритами и невозможностью раскрытия площади выходного сечения радиального диффузора. С учетом всех особенностей исследованных вариантов № 1, 2 разработано газоотводящее устройство (вариант № 3) с увеличенным осевым размером на 150 мм и радиальным на 300 мм, при этом степень расширения канала осевого диффузора составила п = 1,75. Величина потерь полного давления уменьшилась на 0,23 % по сравнению с вариантом № 2 и составила 1,18 %, полученный результат достигается за счет существенного падения приведенной скорости потока на выходе из осевого диффузора, как показано на рис. 3 и 4, а также безотрывного течения потока газа.

Дополнительное увеличение осевых и радиальных габаритных размеров позволяет также снизить величину потерь давления, однако максимально возможное снижение на величину 0,1 % достигается в варианте № 5.

Рассмотренные варианты газоотводящих устройств (варианты № 3-5) позволяют с достаточно низкими значениями потерь полного давления, не превышающими 1,25 %, а с учетом дополнительной нагрузки, реализуемой в шахте выходного устройства, 1,2 %, использовать их в составе главного газотурбинного агрегата (ГГТА).

Таким образом, предъявленное к газоотводящему устройству требование по величине потерь полного давления (1,5 кПа) может быть обеспечено только при его проектировании по вариантам № 3, 4, 5.

а б

Рис. 3. Изменение приведенной скорости по тракту газоотводящего устройства для варианта № 3: а - без добавочной нагрузки на выходе из шахты; б - с учетом добавочной нагрузки из выхлопной шахты

а б

Рис. 4. Изменение приведенной скорости по сечениям тракта газоотводящего устройства для варианта № 3: а - без добавочной нагрузки на выходе из шахты; б - с учетом добавочной нагрузки из выхлопной шахты

На рис. 5 представлено изменение потерь полного давления шести вариантов газоотво-дящих устройств от величины приведенной скорости на входе в улитку газоотводящего устройства, видно, что потери полного давления в газоотводящих устройствах определяются скоростью потока на выходе из осевого диффузора.

Act, %

4

О

6

5

2

3

0,12 0,14 0,16 0,18 0,2 0,22 0,24 0,26 0,28 Хг

Рис. 5. Сравнение потерь полного давления шести вариантов газоотводящих устройств без дополнительной нагрузки на выходе

В работе также выполнено сравнение результатов численного моделирования (рис. 5) и экспериментального исследования, полученных на уменьшенных моделях газоотводящих устройств без дополнительной нагрузки. Максимальное расхождение результатов расчета с экспериментальными данными наблюдается при скоростях на входе в улитку выше Хвх > 0,26, что обусловлено использованием высокорейнольдсовых моделей с подключаемыми пристеночными функциями, которые не всегда корректно предсказывают отрыв пограничного слоя в условиях диффузорного течения, чего удается избежать применением низкорейнольдсовых версий моделей, характеризуемых величиной Ду+ < 1. В представленной работе величина приведенной скорости потока на входе в улитку газоотводящего устройства не превышала Хвх < 0,22, соответственно, структуры течения с использованием низкорейнольдсовых моделей в данной работе не рассматривались.

Из рассмотренных вариантов газоотводящих устройств наименьшие потери полного давления и требования по габаритным размерам обеспечивает вариант № 3. Дальнейшее исследование по определению суммарных потерь давления и эжекционных характеристик газоотводя-щего устройства в составе ГГТА выполнено для варианта № 3.

Для предварительного изучения структуры потока, распределения давления и скоростей в различных сечениях, оценки эжекционных характеристик улиточного газоотводящего устройства выполнено численное моделирование его рабочего процесса с учетом подкапотного пространства двигателя и подогревом воздушных масс от работы компрессора, камеры сгорания, силовой турбины. Геометрия исследуемого улиточного газоотводящего устройства с подкапотным пространством и шахтой представлена на рис. 6.

Трехмерный расчет однофазного потока проводился в коммерческом программном комплексе газовой динамики ANSYS CFX. Расчетная модель строилась в среде CAD/CAM системы UG. При решении задачи рассматривалась стационарная постановка, сеточная модель выполнена с помощью метода конечных объемов.

Для генерации расчетной области использовался сеточный препроцессор ANSYS ICEM CFD 14. Высота первой пристеночной ячейки определялась из соотношения согласно выражению

с коэффициентом нарастания 1,2, равным отношению высот двух соседних ячеек [12]. Общая размерность расчетной области составила порядка 15,72 млн узлов.

Ду = (D" - D')- AY+ • V74 • Re- (13/14) = 6,67 • 10-5 м = 0,066 мм,

Рис. 6. Геометрия исследуемого улиточного газоотвода с подкапотным пространством и шахтой отвода продуктов сгорания

Основные характеристики расчетной области подкапотного пространства представлены

ниже.

Параметры расчетной области сеточной модели подкапотного пространства

Число узлов 3,7 млн

Количество элементов 10,5 млн

Коэффициент нарастания 1,2

Безразмерный параметр в регионе подкапотного пространства у+ 2,3

Минимальный угол конечных элементов 18°

Количество призматических слоев 15

В качестве рабочей среды использовалась смесь продуктов сгорания и воздуха. На входе в газоотвод продукты сгорания при а = 1 (Gas Phase Combustion), а для эжектируемого газа из подкапотного пространства двигателя воздух (Air Data).

Для выполнения численного моделирования газодинамики в улиточном газоотводящем устройстве рассматривалось турбулентное течение вязкого несжимаемого газа в декартовой системе координат [13, 14].

По результатам проведенных верификационных и поверочных газодинамических расчетов ПАО НПО «Сатурн» оптимальной для замыкания системы уравнений Рейнольдса в рамках поставленной задачи является SST &-ю-модель турбулентности [15].

Основная задача исследования эжекционных характеристик газоотводящего устройства состояла в обеспечении необходимого расхода воздуха (10 % от расхода газа Ог) для охлаждения элементов двигателя, а также обеспечении температуры стенок подкапотного пространства не более 60 °С.

По результатам численного моделирования для номинального режима максимальной продолжительности работы двигателя максимальная скорость потока на входе не превышает 8 м/с, как показано на рис. 7. Воздушный поток движется равномерно (сверху и снизу двигателя) от входа в подкапотное пространство и до корпуса камеры сгорания, в области корпуса турбины высокого давления поток начинает отрываться, а в области расположения привода моду-

ля газораспределения и механизма экранов формируется устойчивое вихревое течение, сопровождающееся низкими значениями скоростей порядка 1 м/с. Существенное снижение скорости потока обусловлено падением импульса струи. Далее по тракту канала поток в области кожуха теплоизоляции дополнительно ускоряется до величины 15 м/с.

0,250 0,750

Рис. 7. Распределение скорости потока в подкапотном пространстве двигателя

Наиболее наглядно демонстрируют течение линии токов по скоростям, как показано на рис. 8.

0,250 0,750

Рис. 8. Распределение линий токов по скоростям потока в подкапотном пространстве двигателя

Анализ распределения температурного поля (рис. 9) в подкапотном пространстве показывает, что воздушный поток, двигаясь от входа вдоль корпусов компрессора, прогревается до 135 °С, а над корпусом ТВД формируется обратный воздушный поток, распространяющийся до входа в подкапотное пространство. Прогрев воздуха в области корпуса ТВД достигает 200 °С с дальнейшим повышением температуры в зоне силовой турбины до 380 °С.

Temperature Contour 1

1116.129 108.387 100.645 82.903 85.161 I 77.419 | 69.677 Fj 61.935

54.194 46.452 38.710 30.968 L 23.226 I 15.484 I 7.742 " 0.000 [C]

Рис. 9. Распределение скорости потока в подкапотном пространстве двигателя

Максимальная температура воздуха в области стенок достигает величины 78 °С, однако необходимо учесть, что данная локальная температура газа находится над силовой турбиной, также необходимо отметить, что расчеты выполнены без учета теплоизолирующих покрытий турбины.

По результатам численного моделирования определена величина расхода эжектируемого воздуха из подкапотного пространства, равная 4,95 кг/с, что превышает требуемое значение на 1,65 кг/с. Полученное увеличение расхода на 5 % обусловлено отсутствием в расчетной модели агрегатов и приводов, работающих в составе двигателя и создающих в подкапотном пространстве дополнительные потери полного давления при обтекании воздушным потоком.

Суммарная величина потерь полного давления в газоотводящем устройстве с учетом эжектирования воздушных масс из подкапотного пространства, а также с потерями на смешение потоков составила 2,55 %. Полученное значение потерь полного давления находится ниже величины 3,5-4,5 %, необходимой в газоотводящих устройствах такого типа. Дополнительное незначительное увеличение потерь полного давления возможно при учете всех элементов в подкапотном пространстве.

Заключение

Результаты численных расчетов показали, что численное моделирование течения в газоотводе с помощью программы ANSYS CFX может быть использовано не только для оценки гидравлических характеристик, но и для оптимизации геометрии проектируемых газоотводов.

Результаты, полученные в настоящей работе, позволили определить влияние конструкции проточной части улиточного осерадиального газоотводящего устройства с косо срезанным диффузором на потери полного давления, а также определить суммарные теплогидравлические характеристики.

Использованная методика проектирования позволяет разрабатывать конструкции газоот-водящих устройств корабельного применения с минимальными осевыми и радиальными габаритными размерами с достаточно низкими значениями потерь полного давления, не превышающими 2,5 %, а также организовать эжекцию воздушных масс в подкапотном пространстве с необходимым расходом 10 % от расхода газа.

Обозначения и сокращения

Условные обозначения: D - наружный диаметр проточной части, м; d - внутренний диаметр проточной части, м; G - расход, кг/с;

n - степень расширения канала осевого диффузора; а - угол, град;

X - приведенная скорость потока; у+ - безразмерный параметр; L - длина патрубка, м; р - давление, Па;

R - радиус средней линии коленообразного патрубка, м;

SST &-ю - модель турбулентности;

Т - температура, К;

X - приведенная скорость потока;

о - коэффициент потерь полного давления;

Z - коэффициент гидравлического сопротивления;

Ар - потери полного давления, кПа;

До = (1 - Ар) • 100 - потери полного давления, %.

Индексы:

вх - сечение на входе;

вых - выходное сечение;

вых. ос. диф - выход из осевого диффузора;

г - газ;

н - нормальные условия; ст - стойки;

вых СТ - выход из силовой турбины; Е - суммарные значения; вн - внутренний; нар - наружный;

экв. ос. диф - эквивалентный угол осевого диффузора; * - параметры торможения.

Библиографический список

1. Кулагин В.В. Теория, расчет и проектирование авиационных двигателей и энергетических установок. - М.: Машиностроение, 2002. - 616 с.

2. Aerodynamic optimization of the exhaust-ejector system on the tiltrotor using navier-stokes analysis / M. Loka, M. Robichaud, W. Di Bartolomeo, D. Loe, D. Sowers // AIAA Paper. - 2000. - № 2000-0986.

3. Дейч М.Е., Зарянкин А.Е. Газодинамика диффузоров и выхлопных патрубков турбомашин. -М.: Энергия, 1970. - 384 с.

4. Вершковский С.Н., Котов А.В. Экспериментальное исследование аэродинамических характеристик модели коленообразного газоотвода газотурбинного двигателя // Авиационно-космическая техника и технология. - 2012. - № 7.

5. Выхлопные патрубки газотурбинных двигателей. Опыт создания и новые разработки / Ю.В. Бешинский, С.Н. Вершковский, О.Г. Жирицкий, Б.В. Исаков, В.А. Стародубец, В.Т. Федан // Судовое и энергетическое газотурбостроение: науч.-техн. сб.: в 2 т. - Николаев, 2004. - С. 81-84.

6. Жуков Е.Н., Хасанов С.М., Василюк Д.К. Оптимизация параметров численного моделирования для оценки гидравлических характеристик газоотводов ГТУ // Климовские чтения - 2013: перспективные направления развития авиадвигателестроения: сб. докл. междунар. науч.-техн. конф. - СПб.: Изд-во По-литехн. ун-та, 2013. - С. 12-22.

7. Japikse D., Baines N.C. Diffuser design technology. Concepts ETI, Inc. - 1998.

8. Sovran G., Klomp E. Experimentally determined optimum geometries for rectilinear diffusers with rectangular, conical, or annular cross-section // Fluid Mechanics of Internal Flows. - 1967. - P. 270-390.

9. Klein A. Characteristics of combustor diffusers // Prog. Aerospase Sci. - 1995. - № 31.- Р. 171-271.

10. Жирицкий О.Г., Федан В.Т. Особенности конструкции, характеристики и доводка выхлопных патрубков газотурбинных двигателей НПП «Машпроект» // Известия акад. инж. наук Украины. - Николаев, 1999. - Вып. 1. - С. 189-194.

11. Stevens S., Williams G. The influence of inlet conditions on the performance of annular difference // ASME. Transactions. Journal of Fluids Engineering. - 1980. - № 102. - Р. 357-363.

12. Sutherland W. The viscosity of gas and molecular force // Phil. Mag. - 1983. - № 5. - P. 507-531.

13. Weber C., Ducros F., Corjon A. Large eddy simulation of complex turbulent flows // AIAA Paper. -1998. - № 98-2651.

14. Фрост У., Моулден Т. Турбулентность. Принципы и применения. - М.: Мир, 1980. - 536 с.

15. A correlation-based transition model using local variables. Part II. Test cases and industrial applications / F.R. Menter, R.B. Langtry, S.R. Likki, Y.B. Suzen, P.G. Huang // ASME Paper. - 2004. - GT2004-53454.

References

1. Kulagin V.V. Theory, calculation and design of aircraft engines and power plants. Moscow: Mashi-nostroenie, 2002. 616 P.

2. Loka M., Robichaud M., Di Bartolomeo W, Loe D., Sowers D. Aerodynamic optimization of the exhaust-ejector system on the tiltrotor using navier-stokes analysis. Paper AIAA 2000-0986, AIAA. 2000.

3. Deitch M.E., Zarankin A.E. Gas diffuser and exhaust pipes of turbomachines. Moscow: Energy, 1970. 384 P.

4. Verstovsky S.N., Kotov A. Experimental research into aerodynamic performance of an elbow exhaustductmodel of a gas turbineengine. Aerospace equipment and technology. 2012, No. 7.

5. Basinski J.V., Verstovsky S.N., Gericke O.G., Isakov B.V., Starodubets V.A., Fedan V.T. Exhaust nozzles for gas turbine engines. Experience of creation and development. Marine and energy azotobacteraceae: Scientific-technical collection. 2 volumes. Nikolaev: RPC "Zorya"-"Mashproekt", BUT AIO, 2004, pp. 81-84.

6. Zhukov E.N., Khasanov S.M., Vasilyuk D.K. Optimization of parameters for numerical modeling to assess the hydraulic characteristics of the flue gas turbine plants. Klimovsky reading-2013: promising directions of development of the aircraft engine industry: proceedings of international scientific-technical conference. Saint Petersburg: Publishing house Polytechn. University, 2013, pp. 12-22.

7. Japikse D., Baines N.C. Diffuser design technology. Concepts ETI, Inc. 1998.

8. Sovran G., Klomp E. Experimentally determined optimum geometries for rectilinear diffusers with rectangular, conical, or annular cross-section. Fluid Mechanics of Internal Flows, 1967, рp. 270-390.

9. Klein A. Characteristics of combustor diffusers. Prog Aerospase Sci., 1995, no. 31, pp. 171-271.

10. Gericke O.G., Fedan V.T. Design Features, characteristics and lapping exhaust nozzles for gas turbine engines SPE "Mashproekt". WPI. Acad. eng. of Sciences of Ukraine. Nikolaev: SPE "Mashproekt", 1999. Vol. 1. P. 189-194.

11. Stevens S., Williams G. The influence of inlet conditions on the performance of annular difference. ASME, Transactions, Journal of Fluids Engineering, 1980, no. 102, pp. 357-363.

12. Sutherland W. The viscosity of gas and molecular force. Phil. Mag., 1983, no. 5, pp. 507-531.

13. Weber C., Ducros F., Corjon A. Large Eddy Simulation of Complex Turbulent Flows. AIAA Paper, 1998, № 98-2651.

14. Frost U., Moulden T. The turbulence. Principles and applications. Moscow: Mir, 1980. 536 p.

15. Menter F.R., Langtry R.B., Likki S.R., Suzen Y.B., Huang P.G. A Correlation-based Transition Model Using Local Variables. Part II - Test Cases and Industrial Applications. ASME Paper, 2004, № GT2004-53454.

Об авторах

Мосин Сергей Александрович (Рыбинск, Россия) - ведущий специалист службы главного конструктора ПАО «ОДК-Сатурн» (152903, Россия, г. Рыбинск, пр. Ленина, д. 163, e-mail: sergey-mosin76@ yandex.ru).

Левитова Ольга Николаевна (Рыбинск, Россия) - кандидат технических наук, начальник конструкторской бригады выходных устройств ПАО «ОДК-Сатурн» (152903, Россия, г. Рыбинск, пр. Ленина, д. 163, e-mail: Levi-09@mail.ru).

Кириченко Роман Евгеньевич (Рыбинск, Россия) - заместитель главного конструктора ПАО НПО «Сатурн» (152903, Россия, г. Рыбинск, пр. Ленина, д. 163, e-mail: roman.kirichenko@npo-saturn.ru).

Иевлев Дмитрий Геннадиевич (Рыбинск, Россия) - заместитель начальника конструкторского отдела камер сгорания и выходных устройств ПАО «ОДК-Сатурн» (152903, Россия, г. Рыбинск, пр. Ленина, д. 163, e-mail:dmitry.ievlev@uec-saturn.ru).

Василюк Дмитрий Константинович (Рыбинск, Россия) - начальник расчетно-эксперименталь-ной бригады отдела камеры сгорания и выходных устройств ПАО «ОДК-Сатурн» (152903, Россия, г. Рыбинск, пр. Ленина, д. 163).

Хасанов Салават Маратович (Рыбинск, Россия) - кандидат технических наук, инженер-конструктор 1-й категории конструкторского отдела камеры сгорания и выходных устройств ПАО «ОДК-Сатурн» (152903, Россия, г. Рыбинск, пр. Ленина, д. 163, e-mail:Khasanov-salavat@rambler.ru).

About the authors

Sergey A. Mosin (Rybinsk, Russian Federation) - Leadinging Specialist, Chief Designer Department, PJSC "UEC-Saturn" (163, Lenin av., Rybinsk, 152903, Russian Federation, e-mail: sergey-mosin76@ yandex.ru).

Olga N. Levitova (Rybinsk, Russian Federation) - Ph. D. in Technical Sciences, Head of the Design Team, Engineering Department of the Combustion Chamber and Output Devices, PJSC "UEC-Saturn" (163, Lenin av., Rybinsk, 152903, Russian Federation, e-mail: Levi-09@mail.ru).

Roman E. Kirichenko (Rybinsk, Russian Federation) - Deputy of Chief Designer, PJSC "UEC-Saturn" (163, Lenin av., Rybinsk, 152903, Russian Federation, e-mail: roman.kirichenko@npo-saturn.ru).

Dmitriy G. Ievlev (Rybinsk, Russian Federation) - Deputy Head of Engineering Department of the Combustion Chamber and Output Devices, PJSC "UEC-Saturn" (163, Lenin av., Rybinsk, 152903, Russian Federation, e-mail: dmitry.ievlev@uec-saturn.ru).

Dmitriy K. Vasilyuk (Rybinsk, Russian Federation) - Head of the Calculated and Experimental Team, Engineering Department of the Combustion Chamber and Output Devices, PJSC "UEC-Saturn" (163, Lenin av., Rybinsk, 152903, Russian Federation).

Salavat M. Khasanov (Rybinsk, Russian Federation) - Ph. D. in Technical Sciences, First Rank Design Engineer, Engineering Department of the Combustion Chamber and Output Devices, PJSC "UEC-Saturn" (163, Lenin av., Rybinsk, 152903, Russian Federation, e-mail: Khasanov-salavat@rambler.ru).

Получено 18.10.2017