Меню

Степень повышения давления в вентиляторе



Емин О.Н., Карасев В.Н., Ржавин Ю.А. Выбор параметров и газодинамический расчет осевых компрессоров и турбин авиационных ГТД — файл n1.doc

приобрести
Емин О.Н., Карасев В.Н., Ржавин Ю.А. Выбор параметров и газодинамический расчет осевых компрессоров и турбин авиационных ГТД
скачать (1991.8 kb.)
Доступные файлы (2):

n1.doc 6245kb. 01.04.2003 14:53 скачать
n2.xls 2149kb. 10.02.2004 23:03 скачать

n1.doc

О.Н. Емин, В.Н. Карасев, Ю.А. Ржавин

Выбор параметров и газодинамический расчет осевых компрессоров и турбин авиационных ГТД

Учебное пособие

Рекомендовано УМО

В качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений, обучающихся по направлению «Авиа- и ракетостроение», специализации «Авиационные двигатели и энергетические установки»

Глава I. Выбор и согласование параметров одновального газогенератора ТРДД 5

§1.1. Согласование параметров компрессора и турбины в авиационном ГТД 5

§1.2. Предварительный расчет параметров компрессора и турбины газогенератора 8

Глава II. Детальный расчет компрессора одновального газогенератора ТРДД 23

§2.1. Распределение основных параметров по ступеням компрессора 23

§2.2. Выбор некоторых параметров первой ступени компрессора на среднем диаметре 27

§2.3. Расчет проходных сечений компрессора 30

§2.4. Схема меридионального сечения проточной части компрессора 34

§2.5. Методика расчета ступеней компрессора по среднему диаметру 36

Глава III. Детальный расчет турбины одновального газогенератора ТРДД 44

§3.1. Эскиз проточной части турбины 44

§3.2. Оценка суммарного расхода охлаждающего и потребной глубины охлаждения рабочих и сопловых лопаток 45

§3.3. Поступенчатый расчет турбины по среднему диаметру 48

§3.4. Определение шага и числа лопаток в турбинных решетках 55

Глава IV. Предварительный расчет турбовентилятора ТРДД 58

§4.1. Предварительный расчет вентилятора 59

§4.2. Определение геометрических размеров меридионального сечения проточной части подпорных ступеней ротора вентилятора 73

§4.3. Предварительный расчет и согласование турбины вентилятора 75

§4.4. Особенности расчета геометрии проточной части свободной турбины ТВаД 81

Глава V. Расчет пространственного потока в ступенях осевого компрессора и турбины (закрутка лопаток) 84

§5.1. Распределение параметров потока по радиусу ступени осевой турбомашины 84

§5.2. Расчет параметров потока по радиусу ступени компрессора 85

§5.3. Особенности расчета закрутки сверхзвуковых (трансзвуковых) лопаток и лопаток с переменной работой по высоте 94

§5.4. Расчет параметров потока по радиусу ступени турбины 97

§5.5. Компрессорные решетки с большими углами поворота потока 102

Глава VI. Профилирования лопаток осевых турбомашин 106

§6.1. Профилирование дозвуковых компрессорных лопаток в расчетных сечениях 106

§6.2. Профилирование сверхзвуковых компрессорных лопаток 111

§6.3. Профилирование охлаждаемых лопаток осевых газовых турбин 114

Глава VII. Комплекс программ для выбора и расчета параметров компрессора и турбины ТURBO_GTD 122

ПРИЛОЖЕНИЕ 1 126

ПРИЛОЖЕНИЕ 2 135

Сверхзвуковая ступень РД-1700 136

Введение

Расчет многоступенчатых осевых турбомашин авиационных ГТД представляет собой сложную многовариантную задачу. В настоящей работе излагается методика расчета компрессоров и турбин двухконтурных газотурбинных двигателей, получивших наиболее широкое распространение в современной авиации.

В качестве базового расчета взят расчет турбокомпрессора одновального газогенератора ТРДД. Расчет турбовентилятора и компрессора с подпорными ступенями представлен в виде особенностей, которые отличают их от базового расчета турбокомпрессора.

Как показывает опыт проектирования и создания двухконтурных газотурбинных двигателей, диаметральные размеры компрессора и турбины газогенераторов ТРДД достаточно близки. Это дает основание начинать термогазодинамический расчет проточной части турбокомпрессора с выбора параметров и предварительного расчета турбины, как наиболее нагруженной части газогенератора. Затем параметры компрессора газогенератора согласуются с параметрами турбины.

Диаметральные размеры турбовентилятора ТРДД определяются наружным диаметром вентилятора. Поэтому наиболее важным фактором в данном случае является выбор окружной скорости на периферийном диаметре вентилятора. Это дает основание начинать формирование проточной части с расчета вентилятора, согласовав выбранную окружную скорость с допустимыми напряжениями в рабочих лопатках турбины вентилятора.

Такой подход позволяет получать наиболее оптимальные конструктивно-геометрические параметры турбокомпрессора и турбовентилятора ТРДД, которые являются определяющими в общей задаче формирования проточной части двигателя в целом.

Газодинамический расчет турбомашин для авиационных ГТД выполняется в три этапа.

На первом этапе выбираются основные исходные параметры: скорости потока и окружные скорости, число ступеней и диаметральные размеры, коэффициенты потерь и распределение работ по ступеням и др.

Второй этап включает детальный расчет компрессора и турбины по среднему диаметру.

На третьем этапе рассчитывают закрутку лопаток турбомашин в нескольких сечениях по радиусу проточной части.

На основе полученных расчетных параметров профилируются и конструируются лопатки компрессора и турбины.

Большинство исходных данных для расчета компрессора и турбины газогенератора и турбовентилятора известны по результатам термогазодинамического расчета двигателя в стандартных земных атмосферных условиях. Поэтому заданными параметрами для последующих расчетов турбомашин являются  :

  • высота полета 0, полетное число 0;
  • стандартные земные атмосферные условия 288К, 101325 Па;
  • суммарный расход воздуха на входе в вентилятор 30 кг/с;
  • суммарная степень повышения давления в компрессорах двигателя 14,3;
  • степень повышения давления воздуха в вентиляторе 2,6;
  • степень двухконтурности 0,78;
  • температура газа перед турбиной высокого давления 1420 К.

С
хема и расчетные сечения ТРДД представлены на рис. 1.1.
Рис. 1. Схема и расчетные сечения компрессоров и турбин ТРДД

Глава I. Выбор и согласование параметров одновального газогенератора ТРДД

§1.1. Согласование параметров компрессора и турбины в авиационном ГТД

Вопрос о выборе и согласовании основных параметров компрессора и турбины является узловым на начальном этапе их проектировочного расчета. В основе согласования параметров компрессора и турбины на расчетном режиме лежат следующие три уравнения:

  1. Уравнение расхода

,

где — расход газа на выходе из турбины;

— расход воздуха на входе в компрессор;

— коэффициент, учитывающий массу впрыскиваемого топлива и расход воздуха на охлаждение и утечку.

  1. Уравнение баланса мощностей турбины и компрессора
Читайте также:  Вентилятор осевой канальный profit 4bb

,

где — внутренняя мощность турбины;

— мощность, потребляемая компрессором;

— механический КПД, учитывающий затрату мощности на трение в подшипниках ротора турбокомпрессора и на привод агрегатов.

  1. Уравнение частот вращения

,

где — частота вращения компрессора и турбины.

Чаще всего различные методы согласования базируются на использовании комплексных параметров, полученных на основе представленных выше уравнений и связывающих основные параметры компрессора и турбины. Так для ротора турбокомпрессора профессором К.В. Холщевниковым получен удобный в практическом использовании комплекс в виде , зависящий в основном от степени повышения давления в компрессоре и подогрева воздуха в двигателе , ,

где — окружная скорость на периферии рабочих лопаток первой ступени компрессора, м/с;

— напряжение в корневом сечении рабочей лопатки последней ступени турбины;

— коэффициент производительности компрессора;

— приведенная скорость за последней ступенью турбины.

В развернутом виде параметр П имеет вид

,

где — угол потока на выходе из последней ступени турбины;

— коэффициент сохранения полного давления в камере сгорания;

— плотность материала лопатки турбины;

— коэффициент формы лопатки турбины, учитывающий степень утончения ее от корня к периферии;

— коэффициент, учитывающий неравномерность поля скоростей по высоте лопатки;

0,0404;

0,0396;

.

Параметр П связывает основные конструктивные и газодинамические параметры компрессора и турбины с параметрами двигателя и условиями на входе в двигатель . Такая связь дает возможность при изменении того или иного параметра учитывать изменения остальных и согласовывать их между собой.

Возможны и другие комплексы для согласования основных параметров турбомашин проектируемых ГТД. В данной работе, например, используется параметр согласования в виде

.

Он определяет соотношения средних диаметров турбины, компрессора и числа их ступеней. Величина параметра зависит от типа турбокомпрессора в различных авиационных ГТД.

Источник

Об эффективной работе вентиляторов в системах вентиляции

Т. С. Соломахова, доктор техн. наук, ведущий научный сотрудник филиала ЦАГИ им. Н. Е. Жуковского

3.2. Входные коробки

Используют входные коробки различных очертаний. Обычно они имеют входное сечение в виде прямоугольника, а выходное – в виде круга (рис. 3в). Особенно часто входные коробки применяют в установках с вентиляторами двустороннего всасывания, когда воздух в вентилятор подводится от общей сети через специальный тройник.

Характерны следующие основные геометрические параметры коробок: отношение площадей прямоугольного входного сечения коробки F1 и минимального сечения F входного патрубка – i = F1 / F; отношение m/n сторон прямоугольного входного сечения коробки; форма меридианального сечения коробки.

В результате исследований установлено [3, 9], что в коробке должно осуществляться конфузорное течение и оптимальные значения отношения площадей должны находиться в диапазоне i = 2–3. Уменьшение входного сечения коробки (i 2 существенно не улучшает характеристики, а часто и несколько ухудшает их, т. к. в очень просторных коробках возникает интенсивное вихревое течение, способствующее увеличению потерь давления. Такое вихревое течение распространяется во входной патрубок и приводит к закручиванию потока перед входом в рабочее колесо в направлении его вращения. При этом в соответствии с уравнением Эйлера происходит уменьшение теоретического давления вентилятора.

Потери давления в коробке зависят также от отношения сторон прямоугольного входного сечения. При очень вытянутом входном сечении (m/n > 5) происходит большая перестройка потока в коробке перед входом в вентилятор, что увеличивает эти потери. По данным систематических исследований установлены [3, 9] оптимальные значения отношения m/n = 2–3.

Уменьшению потерь в коробке способствует также наличие скоса внешней (противоположной входному сечению вентилятора) стенки коробки (рис. 3в). Применение такой коробки со скосом, по сравнению с коробкой с плоской внеш-ней стенкой, позволяет увеличить КПД вентилятора на 2–3 % и исключить пульсацию потока в вентиляторе, обусловленную наличием вихревой зоны в коробке без скоса. Коэффициент потерь давления таких коробок становится близким к минимально возможным значениям z = 0,25–0,3. Наличие скоса также позволяет укоротить вал и уменьшить расстояние между опорными подшипниками двусторонних вентиляторов, что повышает надежность их работы.

На рис. 6 приведены аэродинамические характеристики высокорасходного радиального вентилятора при различных положениях коробки. Оптимальными для этого вентилятора и вентиляторов других типов являются углы a = 0 и a = 90°. В связи с этим входную коробку обычно устанавливают так, чтобы ее входное сечение было обращено в сторону, противоположную выходному сечению корпуса.

Аэродинамические характеристики высокорасходного радиального вентилятора с входной коробкой по данным работы [3]

Сравнение характеристик, приведенных на рис. 5 и 6, показывает, что входная коробка искажает исходную характеристику вентилятора практически так же, как и составное колено, но при этом занимает гораздо меньше места. Коэффициенты сопротивления z составного колена и аналогичной входной коробки являются близкими.

3.3. Щелевые патрубки

Вентиляционные воздуховоды имеют обычно прямоугольные поперечные сечения с отношением сторон m/n ≥ 2. При соединении их с вентиляторами возникает необходимость в установке специальных патрубков, осуществляющих переход от прямоугольного сечения к круглому сечению (рис. 3г). Такие переходные патрубки применяют также в некоторых промышленных установках при отсосе воздуха через узкие щелевые каналы, при этом отношение сторон прямоугольного сечения патрубка может достигать очень больших значений.

Целесообразно проектировать переходники следующим образом: сначала осуществить переход от прямоугольного сечения к квадратному на длине, равной удвоенной стороне квадрата; затем – переход от квадратного сечения к круглому на длине в один калибр. При этом очень важно, чтобы площади прямоугольного, квадратного и круглого сечений имели одинаковую величину. Коэффициент сопротивления такого переходника z ≈ 0,1. Положение прямо-угольного сечения щелевого патрубка относительно выходного сечения корпуса в диапазоне значений отношения m/n = 2–4 практически не влияет на аэродинамическую характеристику вентилятора. Мощность, потребляемая вентилятором, также остается неизменной. Это значит, что наличие такого патрубка не нарушает работу колеса.

Резкое ухудшение характеристик вентилятора происходит при уменьшении площади F1 входного прямоугольного сечения патрубка (рис. 7). При испытаниях уменьшение площади F1 происходило путем уменьшения меньшей стороны n прямоугольника и увеличения степени вытянутости m/n входного сечения. В этом случае переходник является диффузором с очень большим углом раскрытия и с большим сопротивлением. Приведенные на рис. 7 характеристики вентилятора с такими патрубками подтверждают высказанное ранее утверждение о недопустимости установки перед вентилятором воздуховодов с площадью поперечного сечения меньшей, чем площадь входного сечения вентилятора.

Аэродинамические характеристики высокорасходного радиального вентилятора с щелевым патрубком на входе по данным работы [3]

На рис. 8 приведены экспериментальные кривые потерь давления Dy в щелевых патрубках, полученные как разность между значениями коэффициентов давления при свободном входе и при установленном щелевом патрубке. Эти кривые, обозначенные сплошными линиями, аппроксимированы квадратичными параболами, указанными пунктиром. Установлены коэффициенты сопротивления этих патрубков. С увеличением степени диффузорности F / F1 переходника с 1 до 11 коэффициент сопротивления z увеличивается с 0,5 до 140. Следует заметить, что значения коэффициента z при F / F1 ≤ 3 соответствуют значениям коэффициента сопротивления для таких же патрубков, приведенным в справочнике [8].

Потери давления в щелевом патрубке при различной степени диффузорности: 1 – эксперимент; 2 – расчет

Аналогичные результаты были получены для традиционных диффузоров круглого сечения с небольшими значениями угла расширения и степени диффузорности [5]. Для оценки снижения кривых давления вентилятора с такими установленными перед входом диффузорами могут быть использованы потери давления в этих диффузорах, рассчитанные по данным работы [8], увеличенные на ≈10 %.

4. Влияние выходных элементов

Для сопряжения вентиляторов с нагнетательной сетью, а также для снижения потерь динамического давления при отсутствии нагнетательной сети используют выходные элементы, устанавливаемые непосредственно за выходным сечением вентилятора. В качестве выходных элементов применяют (рис. 9) диффузоры: плоские (симметричные и несимметричные), пирамидальные, ступенчатые – за радиальным вентилятором; конические, кольцевые, ступенчатые – за осевым вентилятором, а также изогнутые отводы различной конфигурации.

Как правило, выходные элементы не оказывают обратного влияния на работу вентилятора и поэтому его характеристика не изменяется. Однако поле скоростей в выходном сечении вентиляторов не является равномерным. Поэтому при оценке потерь давления в этих элементах, примыкающих непосредственно к выходному сечению, необходимо величину коэффициента сопротивления, взятую из справочника [8], увеличивать на 10–40 %.

Отводы за вентилятором (рис. 9а) предназначены для плавного поворота потока на 90°. При радиусе поворотного участка R ≈ Dг и сохранении площади поперечного сечения вдоль его длины коэффициент сопротивления отвода z ≈ 0,2–0,3. Для уменьшения потерь давления в отводе [5] целесообразно его расположить за диффузором (рис. 9б), установленным за выходным сечением вентилятора. Наиболее сложно оценить влияние диффузоров (рис. 9в, г, д) на аэродинамическую характеристику вентилятора ввиду их большого разнообразия и зависимости от условий входа в диффузор.

Вентиляторы с выходными элементами: a) радиальный вентилятор c изогнутым отводом; б) радиальный вентилятор с диффузором и изогнутым отводом; в) радиальный вентилятор со ступенчатым диффузором; г) радиальный вентилятор с пирамидальным диффузором; д) осевой вентилятор с кольцевым диффузором

4.1. Диффузоры за радиальным вентилятором

Используют следующие геометрические параметры диффузоров (рис. 9г): степень диффузорности n = F2 / F1, относительная длина l – = l / C, угол раскрытия g . Здесь F1 и F2 – площади входного и выходного сечений диффузора, С – характерный размер входного сечения. Обширные данные для коэффициента сопротивления изолированных диффузоров различной конфигурации приведены в справочнике [8].

Особенностью диффузоров, устанавливаемых на выходе из спирального корпуса, является неравномерное и несимметричное поле скоростей в выходном сечении вентиляторов, причем степень неравномерности зависит от типа вентилятора и режима его работы. Результаты исследования потерь давления в таких диффузорах для радиальных вентиляторов с загнутыми вперед лопатками колеса даны в работе [3]. Коэффициент сопротивления диффузора z вычисляли по формуле:

, (6)

где c – 2 = c2 / u2 – относительная среднерасходная скорость в выходном сечении вентилятора.

Были исследованы плоский, пирамидальный (рис. 9г) и ступенчатый (рис. 9в) диффузоры с различными углами наклона плоских стенок. Установлено, что при степени диффузорности n = 2–3 оптимальными являются симметричный диффузор с углом раскрытия g = 20° (рис. 10б) и несимметричный диффузор, у которого одна стенка является продолжением обечайки корпуса, а другая отклонена в сторону колеса на угол не более 20° (рис. 10а). При степени диффузорности n > 2 и ограниченной длине диффузора целесообразно, как и в случае изолированных диффузоров, применять ступенчатый диффузор (рис. 9в).

Сопоставляя параметры диффузоров, установленных за радиальными вентиляторами, и изолированных диффузоров, получим, что первые имеют значительно большие потери давления, чем вторые, особенно при больших углах раскрытия g . Это связано с большой неравномерностью потока в выходном сечении вентилятора. Поэтому потери давления в плоских диффузорах с углом раскрытия g > 15° и пирамидальных с g > 10° при установке их непосредственно на выходе из радиального вентилятора нельзя определять по данным, полученным для изолированных диффузоров, а следует пользоваться зависимостями, приведенными на рис. 10 и в работе [3].

В диффузорах с меньшими углами раскрытия потери давления с достаточной точностью могут быть рассчитаны по данным, полученным для изолированных диффузоров при степени неравномерности поля скоростей в их входном сечении cмакс / cср = 1,1.

Коэффициент сопротивления z для плоских диффузоров, установленных за радиальным вентилятором, с различными углами наклона стенок по данным работы [3]

4.2. Диффузоры за осевым вентилятором

Осевые вентиляторы относятся к классу высокорасходных низконапорных машин, у которых доля динамического давления в полном давлении значительна во всей области рабочих режимов. Большая величина динамического давления связана с тем, что в большинстве случаев среднерас-ходную скорость при выходе из вентилятора считают по кольцевому выходному сечению. Поэтому рациональное проектирование выходных элементов за осевыми вентиляторами является очень важным. Рекомендации оптимальных компоновок осевого вентилятора с различными выходными элементами приведены в работах [4, 5].

Наиболее распространенными в системах вентиляции являются прямой конический и кольцевой диффузоры. Кольцевой диффузор (рис. 9д) отличается от конического наличием внутренней цилиндрической или конической поверхности и устанавливается обычно при отсутствии нагнетательной сети. По данным работы [5] коэффициент сопротивления конических диффузоров z = 0,3–0,6. Сопротивление кольцевых диффузоров несколько меньше.

У осевых вентиляторов в выходном сечении возникает закрученное течение, особенно значительное при отсутствии спрямляющего аппарата за рабочим колесом. Исследованию закрученных потоков в кольцевых диффузорах посвящена работа [7]. Испытания проводились на специальной установке, закрутка потока в начальном сечении диффузора I-I создавалась с помощью специальной решетки. Определялись параметры течения в сечении II-II при выходе из диффузора и потери давления в нем.

На рис. 11 приведены некоторые результаты экспериментов для кольцевого цилиндрического канала и кольцевого диффузора. Получено, что увеличение закрутки (угла a 1) потока на входе приводит к увеличению коэффициента сопротивления z , особенно резкому при углах a 1 ≥ 20°. Практически во всем диапазоне значений углов a 1 сопротивление кольцевого диффузора 1 меньше, чем цилиндрического кольцевого канала 2. Однако закрутка потока (угол a 2) в кольцевом диффузоре больше, чем в цилиндрическом канале. Отсюда следует, что при необходимости установки осевого вентилятора в вентиляционной сети предпочтение надо отдавать осевым вентиляторам со спрямляющим аппаратом с минимальной закруткой потока на выходе из вентилятора.

Коэффициент сопротивления z и угол a 2 закрутки потока
для цилиндрического кольцевого канала 2 и кольцевого диффузора 1

5. Влияние экранов

Когда вентилятор имеет свободное от сети входное или выходное сечение, то для нормальной работы вентилятора необходимо, чтобы вблизи его свободного сечения не находилось какое-либо оборудование или преграда. Если вблизи этого сечения располагается стенка или какой-либо агрегат, то необходимо учитывать влияние этого загромождения на характеристику вентилятора.

Выполнены испытания высокорасходного радиального вентилятора, у которого вблизи входного отверстия диаметром D на расстоянии h располагался щит площадью в 8,5 раз большей, чем площадь этого отверстия. С приближением щита к отверстию ухудшаются характеристики вентилятора, особенно значительно при относительном расстоянии h – = h / D z э входного элемента при разных размерах щита. Коэффициент z э рассчитывался по формуле (6). Потери давления Dy э во входном элементе для каждого режима работы вентилятора определялись как разность между коэффициентами давления вентилятора со свободным входом и с установкой щита на фиксированном расстоянии h – .

На рис. 12а дана также зависимость z (h – ) из работы [8], полученная при определении потерь давления входного участка воздуховода с экраном перед входом. В этом случае коэффициент потерь значительно меньше. Можно полагать, что при испытаниях вентилятора с экраном суммарные потери давления включают как потери давления в самом входном элементе, так и в вентиляторе. Дополнительные потери давления в вентиляторе связаны с нарушением равномерности потока в его входном сечении при близко расположенном экране большого размера.

Аналогичные испытания проводились при установке экранов разного размера вблизи выходного отверстия этого же вентилятора. Следует отметить, что существует оптимальное расстояние h – ≈ 1, при котором происходит даже некоторое улучшение характеристики вентилятора за счет выравнивания поля скоростей в его выходном сечении. При большом расстоянии (h – > 1,0) до экрана его влияние на характеристики вентилятора практически не сказывается. При близком расположении экрана к выходному сечению, практически при h – z (h – ) практически совпадает с аналогичной зависимостью, полученной при испытаниях воздуховода с экраном [8] и приведенной также на рис. 12б.

Коэффициент сопротивления z э входного (а) и выходного (б)
каналов с плоскими экранами разных размеров

Заключение

Эффективность вентиляторов, встроенных в вентиляционную систему, зависит от их правильной компоновки в сети. Вентиляторы будут обеспечивать параметры, приведенные в технической документации, если их компоновка в сети соответствует условиям проведения их аэродинамических испытаний на стендах. Если возникает необходимость установки непосредственно перед входным или за выходным сечениями вентилятора диффузоров, поворотных участков, экранов и других переходных эле-ментов, то необходимо корректировать его аэродинамические характеристики путем снижения кривых давления и КПД. Ухудшение характеристик связано с нарушением равномерности потока при входе в вентилятор и деформацией потока в его выходном сечении.

Литература

1. ISO 5801. Industrial fans. Performance testing using standardized airways.

2. ГОСТ 10921–90. «Вентиляторы радиальные и осевые. Методы аэродинамических испытаний».

3. Центробежные вентиляторы / Под ред. Т. С. Соломаховой. – М. : Машиностроение, 1975.

4. Брусиловский И. В. Аэродинамика и акустика осевых вентиляторов // Труды ЦАГИ. – Вып. 2650. – М. : Изд. отд. ЦАГИ, 2004.

5. Рекомендации по расчету гидравлических сопротивлений сложных элементов систем вентиляции. – М. : Стройиздат, 1981.

6. Дейч М. Е., Зарянкин А. Б. Газодинамика диффузоров и выхлоп-ных патрубков турбомашин. – М. : Энергия, 1970.

7. Довжик С. А., Картавенко В. М. Экспериментальное исследование влияния закрутки потока на эффективность кольцевых каналов и выходных патрубков осевых турбомашин // Промышленная аэродинамика. – Вып. 31. – М. : Машиностроение, 1974.

8. Идельчик И. В. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. – М. : Машиностроение, 1975.

9. Чебышева К. В., Соломахова Т. С. Влияние входных элементов центробежных вентиляторов на их аэродинамические характеристики // Промышленная аэродинамика. – Вып. 31. – М. : Машиностроение, 1974.

Источник

Вентилиция и кондиционирование © 2021
Внимание! Информация, опубликованная на сайте, носит исключительно ознакомительный характер и не является рекомендацией к применению.

Adblock
detector