Реферат: Вестник Брянского государственного технического университета. 2008. №2(18) Энергетическое машиностроение

Вестник Брянского государственного технического университета. 2008. № 2(18)


Энергетическое машиностроение


УДК 62.135


А.И.Кириллов, Д.К.Зайцев, Е.М.Смирнов, С.А.Галаев


ОПЫТ ТЕСТОВЫХ И ПАРАМЕТРИЧЕСКИХ РАСЧЕТОВ ТУРБУЛЕНТНОГО ТЕЧЕНИЯ ЧЕРЕЗ ТРАНСЗВУКОВЫЕ ТУРБИННЫЕ РЕШЕТКИ1


Представлены результаты методических, тестовых и параметрических расчетов, демонстрирующих реальную возможность корректного численного моделирования турбулентного течения газа в решетках турбомашин на основе осредненных по Рейнольдсу уравнений Навье-Стокса. Выполнен расчет трансзвукового обтекания плоских решеток в стационарной двумерной постановке при натурных скоростях потока с помощью гидродинамического пакета общего назначения. По полученным полям течения определены коэффициенты потерь, углы выхода потока, силовые и моментные характеристики профилей.

Ключевые слова: турбулентное течение; турбинные решетки; трансзвуковое обтекание; тестовый расчет; параметрический расчет.


Перспективы успешного развития отечественной энергетики, а также авиационного транспорта, газовой промышленности и многих других отраслей в значительной мере связаны с повышением эффективности и надежности тепловых турбомашин, что требует совершенствования их проточных частей, в первую очередь – лопаточных аппаратов.

Разработка аэродинамических профилей для решеток турбомашин – процесс трудоемкий, требующий высокой квалификации разработчика. Чаще всего профиль строится на основе реального прототипа и/или обобщенных опытных данных для подходящего класса решеток, в соответствии с результатами газодинамического расчета проточной части турбомашины (число Маха, углы входа и выхода потока), с учетом прочностных и технологических ограничений. При этом профиль должен обладать возможно меньшим коэффициентом профильных потерь в некотором диапазоне режимных параметров (расход, угол натекания, перепад давления и др.).

Аэродинамические качества профиля обычно оценивают, решая сравнительно простую задачу плоского потенциального обтекания решетки. По полученной эпюре распределения давления вдоль обвода профиля судят о наличии нежелательных участков с встречным градиентом давления и, выполнив расчет пограничного слоя или полагаясь на интуицию, корректируют профиль. Поскольку такой способ не дает полной уверенности в высоких аэродинамических качествах решетки (особенно при трансзвуковом обтекании), спроектированную решетку подвергают, как правило, дорогостоящему и трудоемкому экспериментальному исследованию.

Успехи вычислительной гидродинамики и накопленный опыт ее применения для моделирования течения в решетках турбомашин позволяют существенно сократить долю экспериментальных работ при доводке лопаточных аппаратов для турбомашин, новых или модернизируемых, поскольку грамотно выполненный расчет позволяет обеспечить точность определения газодинамических характеристик решетки не ниже, чем в эксперименте. Внедрению современных методов численного моделирования в практику проектирования проточных частей турбомашин способствует оснащение конструкторских бюро и проектных организаций достаточно мощными современными компьютерами, а также наличие специализированных и универсальных коммерческих гидродинамических программных продуктов.


1Работа выполнена при частичной поддержке гранта 08 08 00400 Российского фонда фундаментальных исследований и гранта НШ 5917.2008.8 Российской программы поддержки ведущих научных школ.


Тем не менее в практике проектных и конструкторских бюро численное моделирование гидродинамических процессов в турбомашинах используется достаточно редко. Отчасти это связано с относительно большим (по сравнению с используемыми инженерными методиками) временем расчета. Немалую проблему представляет недостаток опыта

в решении подобных задач: ведь проведение физически корректного расчета турбулентного течения в решетке требует не только обоснованного выбора приемлемой физической модели (стационарность, сжимаемость, теплопроводность, радиация, конденсация и т.п.) и модели турбулентности с учетом особенностей рассматриваемой задачи и режимных параметров течения, но и построения достаточно хорошей расчетной сетки, грамотного задания граничных условий, выбора параметров численного метода, контроля качества получаемого решения и т.д. Причем многие из перечисленных элементов зависят друг от друга, а иногда и от особенностей и возможностей применяемого программного пакета. Наконец, нельзя сбрасывать со счетов сохраняющееся недоверие практиков к результатам численного моделирования, которые нередко воспринимаются как чисто качественные, требующие последующей экспериментальной проверки и корректировки.

Не отрицая безусловной ценности для конструктора физически корректного (пусть даже лишь качественного) понимания процессов в проектируемом агрегате, будем все же считать конечной целью численного моделирования получение удовлетворяющих инженерным требованиям точности данных по интегральным и локальным параметрам турбулентного течения и теплообмена в проточных частях турбомашин. Настоящая статья призвана показать, как достигается поставленная цель при использовании современных универсальных гидродинамических программных продуктов применительно к расчету трансзвуковых течений в решетках осевых турбин.

^ Постановка задачи и численный метод. Представляемые расчеты обтекания плоских решеток выполнены в стационарной двумерной постановке при натурных сверхзвуковых скоростях и числах Рейнольдса. Течение описывалось осредненными по Рейнольдсу уравнениями Навье-Стокса [1]; газ считался совершенным. Эффекты турбулентного перемешивания учитывались с помощью однопараметрической дифференциальной модели турбулентности Спаларта-Аллмараса [2]. Дискретизация пространственных операторов выполнена по методу конечного объема со вторым порядком точности на основе H-CUSP-схемы Джемесона [3], обеспечивающей хорошее разрешение скачков уплотнения.

На входе в расчетную область задавались параметры торможения (давление и температура) и направление потока. На выходе поддерживался заданный уровень статического давления; остальные параметры экстраполировались с соблюдением условия сохранения инвариантов Римана [1], что обеспечивало прозрачность выходной границы для волн сжатия и разрежения. Поверхность лопаток считалась гладкой; теплообмен со стенками не учитывался.

Все расчеты выполнены с помощью академического программного комплекса (ПК) SINF (Supersonic to INcompressible Flows), разрабатываемого на кафедре гидроаэродинамики Санкт-Петербургского государственного политехнического университета начиная с 1992 г. Этот гидродинамический ПК широкого профиля позволяет проводить расчеты стационарных и нестационарных потоков (от несжимаемых до сверхзвуковых) в условиях сопряженного тепло- и массообмена, в абсолютной и вращающейся системе отсчета, в областях сложной геометрии на основе трехмерных уравнений Навье-Стокса. Для расчета турбулентных течений в ПК SINF реализован широкий спектр RANS-моделей, включая высоко- и низкорейнольдсовые версии k, k , k , t и других популярных моделей турбулентности. В особо сложных случаях, когда RANS-подходы не обеспечивают необходимой точности моделирования турбулентности, могут использоваться нестационарные формулировки (DNS-, LES-, комбинированные RANS/LES-подходы).

Реализованный в ПК SINF численный метод основан на использовании блочно-структурированных сеток, согласованных с границами области течения. Значения искомых величин определяются в центрах ячеек сетки. Уравнения движения записаны для декартовых компонент скорости. Дискретизация пространственных операторов уравнений сохранения выполнена по методу конечного объема со вторым порядком точности. Для вычисления конвективных потоков можно использовать различные верхнепоточные схемы; при расчете трансзвуковых течений газа со скачками применяется H-CUSP-схема [3].

Для стыковки смежных блоков используется концепция вспомогательного виртуального блока. В ПК SINF такой виртуальный блок формируется из двух слоев приграничных ячеек каждого из стыкуемых физических блоков с копированием всех данных, необходимых для расчета конвективных и диффузионных потоков через интерфейс стыковки. Вычисления в виртуальном блоке проводятся по тому же алгоритму, что и внутри стыкуемых блоков, что обеспечивает прозрачность стыковки и сохранение консервативных свойств разностной схемы. Кроме того, применение виртуального блока облегчает разрешение ряда проблем, возникающих при использовании скользящих сеток или сеток с обрывом сеточных линий на межблочном интерфейсе, при распараллеливании алгоритма, решении задач сопряженного теплообмена и др.

Для решения нестационарных задач в ПК SINF реализована неявная трехслойная схема второго порядка точности по физическому времени. На каждом временном слое, как и при отыскании стационарного решения, итерации в рамках метода установления (продвижение по фиктивному времени) осуществляются по методу искусственной сжимаемости или по методу типа SIMPLEC.

ПК SINF всесторонне апробирован при решении широкого круга задач промышленной аэродинамики и теплотехники. В частности, комплекс использовался для анализа течений в парогенерирующих установках, во входных устройствах компрессоров и камер сгорания газотурбинных установок, в регулирующих клапанах, диффузорах и выхлопных патрубках паровых турбин. Более полные данные о возможностях и апробации программного комплекса SINF, а также о реализованных в нем алгоритмах можно найти в литературе [4, 5].

^ Методические и тестовые расчеты. Одним из главных элементов методической проработки любого гидродинамического расчета является анализ влияния параметров расчетной сетки на результаты расчета. При этом параметры сетки, обеспечивающие сеточную независимость получаемого решения, зависят не только от решаемой задачи и параметров потока (число Рейнольдса, число Маха и др.), но и от типа сетки (треугольные или четырехугольные ячейки), модели турбулентности (высоко- или низкорейнольдсовая), численной схемы (первый или второй порядок точности) и др.

Как показывает опыт расчетов, использование высокорейнольдсовых моделей турбулентности не обеспечивает приемлемой точности определения коэффициента сопротивления лопаточных решеток; довольно типичным является значительное (иногда в 2 3 раза) завышение профильных потерь из-за переоценки толщины пограничных слоев. Поэтому предпочтение следует отдавать низкорейнольдсовым моделям, которые, однако, требуют существенного сгущения сетки у поверхности лопатки для детального разрешения пограничного слоя, включая вязкий подслой (необходимый поперечный размер пристенных ячеек обычно на 5 6 порядков меньше хорды профиля). Это, в свою очередь, препятствует использованию неструктурированных сеток с треугольными ячейками ввиду ограничений на скошенность ячеек (как правило, с учетом погрешностей аппроксимации минимальный угол треугольника должен быть не менее 10) и на общий размер сетки.

Указанные соображения предопределили выбор низкорейнольдсовой модели турбулентности Спаларта-Аллмараса и использование блочно-структурированной сетки для расчета обтекания лопаточных решеток. При этом, согласно рекомендациям [6] и опыту предшествующих расчетов, вблизи поверхности лопатки сетка была ортогональной (с «почти прямоугольными» ячейками), степень неравномерности сетки (отношение размеров соседних ячеек) не превышала 1,2, сетка была сгущена около передней и задней кромок профиля, расстояние от профиля до входной и выходной границ расчетной области составляло 2 3 хорды. Использовалась трехблочная сетка Н О Н-типа; при этом О сетка кольцом окружала лопатку, а Н сетки покрывали входной и выходной участки расчетной области.

В качестве примера методических исследований по выбору сетки, обеспечивающей приемлемые степень сеточной независимости решения и время вычислений, рассмотрим расчет дозвукового течения сквозь решетку направляющих лопаток, показанную на рис.1. Расчеты выполнялись при Re = 106 для режима безударного входа (при этом обтекание происходит без больших градиентов гидродинамических параметров).




Хорда профиля , мм 62,8

Относительный шаг 0,507

Расчетный угол входа, град 78,4

Эффективный угол выхода, град 14,5

Число Маха на выходе 0,293

Рис. 1.Схема лопаточной решетки №1, ее геометрические и режимные параметры


На рис.2 представлены результаты расчетов обтекания решетки №1 на различных сетках; указанное количество ячеек относится к О сетке, окружающей профиль. Видно, что на более подробных сетках получаются близкие один к другому результаты; при огрублении сетки коэффициент потерь оказывается завышенным. При поперечном дроблении сетки (сеточное направление J) для достижения сеточной независимости решения требуется около 50 ячеек (100 ячеек поперек межлопаточного канала), что в данном случае соответствует среднему значению нормированной координаты y+Vd/2 (здесь  – динамическая скорость, d – расстояние от первого пристенного узла до стенки). При продольном дроблении сетки (сеточное направление I) кривая также явно стремится к горизонтальной асимптоте; переход от сетки, содержащей 199 ячеек по обводу профиля, к сетке с 331 ячейкой меняет коэффициент потерь на 3% (относительных); дробление сетки еще в 1,6 раза (переход к 529 ячейкам) снижает потери всего на 1%.



Рис. 2. Влияние дробления сетки на коэффициент потерь решетки №1

Итак, для аккуратного предсказания уровня потерь в рассматриваемой решетке необходимо использовать сетки со значением y+  2, содержащие не менее 250 ячеек по обводу профиля. Эти выводы можно распространить на расчеты течений в сопловых решетках сходной формы при дозвуковых скоростях. Однако при переходе к решеткам другого типа, рассмотрении течений с трансзвуковыми скоростями, выборе другой модели турбулентности или других параметров численной схемы необходимо вновь исследовать сеточное влияние. Отметим также, что при увеличении числа Рейнольдса пропорционально уменьшается толщина вязкого подслоя, а значит, и величина пристенного шага сетки, обеспечивающая требуемое значение нормированной координаты y+.

Для оценки влияния числа Маха на результаты численного моделирования пакетом SINF, а также для проверки правильности получаемых результатов рассмотрим течение газа сквозь решетку направляющих лопаток №2 (рис.3), для которой имеются подробные экспериментальные данные в широком диапазоне режимов (вплоть до умеренных трансзвуковых скоростей) [7, с.42].




Хорда профиля, мм 67,5

Относительный шаг 0,690

Расчетный угол входа, град 90

Эффективный угол выхода, град 19,9

Число Маха на выходе 0,30

Рис.3. Схема лопаточной решетки №2, ее геометрические и режимные параметры


Расчетные и экспериментальные данные о распределении давления (выраженного через адиабатический коэффициент скорости) по обводу профиля № 2 представлены на рис. 4. Наблюдается вполне удовлетворительное согласие результатов расчета с данными измерений во всем диапазоне чисел Маха. Заметим, однако, что согласие между расчетом и опытом по распределению давления нельзя считать достаточным признаком правильного описания течения вязкого газа: ведь при безотрывном обтекании распределение давления неплохо воспроизводится даже расчетом по теории плоского потенциального течения.






Рис. 4. Распределение давления
по обводу профиля № 2

Рис. 5. Зависимость коэффициента потерь от
коэффициента скорости на выходе из решетки № 2

Изменение коэффициента потерь решетки №2 в зависимости от скорости потока на выходе из решетки показано на рис.5. В области дозвуковых скоростей коэффициент потерь меняется слабо, причем с ростом числа Маха в интервале от 0,3 до 0,8 потери энергии несколько снижаются. Такая тенденция характерна и для результатов продувок в аэродинамических трубах напорного типа, где противодавление всегда равно атмосферному и переход от одного режима к другому осуществляется изменением входного давления; в этих условиях с ростом числа Маха возрастает и число Рейнольдса, вследствие чего толщина пограничного слоя на поверхности лопатки уменьшается. При возрастании числа Маха в области М > 0,9 наблюдается повышение потерь, связанное с появлением в потоке зон сверхзвукового течения и возникновением волновых явлений.

К


Рис. 6. Поле числа Маха в решетке профилей № 2
(коэффициент скорости на выходе 1 = 1,089)
ак показывает анализ рассчитанных картин обтекания, по мере уменьшения противодавления локальные сверхзвуковые зоны, появившиеся при M0,9, постепенно растут и смыкаются, перекрывая все сечение межлопаточного канала (происходит «запирание» канала). При этом вблизи выходной кромки профиля формируется система косых скачков уплотнения, отчетливо видимая на рис.6. Скачок уплотнения, образовавшийся вследствие конечной толщины выходной кромки профиля, пересекает межлопаточный канал, взаимодействует с пограничным слоем на спинке лопатки и отражается от него. Отраженный скачок попадает в область кромочного следа и пересекает его. При увеличении числа Маха линия перехода к сверхзвуковому течению (выделена на рис.6 белым цветом) постепенно смещается против потока на спинке лопатки и деформируется, а косые скачки уплотнения, пересекающие межлопаточный канал, разворачиваются вниз по потоку.

В целом согласие результатов расчета и эксперимента для решетки № 2 во всем диапазоне чисел Маха можно считать удовлетворительным. Не следует думать, однако, что подобное согласие наблюдается при любых параметрах потока. Дело в том, что ни одна из существующих в настоящее время RANS-моделей турбулентности не обеспечивает адекватного моделирования перехода от ламинарного режима течения в пограничном слое к турбулентному. Применительно к типичным условиям обтекания турбинных решеток область перехода отвечает числам Рейнольдса примерно от 5104 до 5105; в этом диапазоне режимов точность результатов численного моделирования может непредсказуемо зависеть от уровня турбулентности потока, формы лопатки, модели турбулентности и др.

Р
Хорда профиля, мм 117,6

Относительный шаг 0,343

Угол установки, град 20,25

Угол входа, 1геом, град 147,17

Угол выхода, 2геом, град 16,07

Таблица 1

Номинальные режимные
параметры обтекания решетки № 3

Параметр

Вариант 3А

Вариант 3Б

p2ном, Па

7610

5116

p2/p1*

0,3018

0,1190

1ном, град

155,2

158,9

2ном, град

20,5

29,1

M2ном

1,38

1,96



асчет трансзвукового обтекания решетки рабочих лопаток ЦНД. У


Рис. 7. Схема решетки № 3, ее геометрические
параметры и положение выходных сечений
бедившись в возможности определения характеристик турбинной решетки на основе численного моделирования, перейдем к расчету трансзвукового обтекания
периферийного сечения лопаток рабочего колеса последней ступени ЦНД паровой турбины конструкции ЛМЗ. Геометрия решетки представлена на рис. 7. Номинальные режимные параметры (по данным газодинамического расчета проточной части турбины) приведены в табл.1; вариант 3А соответствует расчетной нагрузке турбины, вариант 3Б – перегрузочному режиму работы (расход увеличен примерно в 1,5 раза).

Расчетная сетка для решетки №3 показана на рис.8. Как и в предыдущих расчетах, сетка имеет Н О Н-топологию и содержит около 15 тысяч ячеек. Поскольку течение через решетку трансзвуковое и, следовательно, в потоке возникает система скачков уплотнения, при методических расчетах особое внимание уделено описанию скачков уплотнения в возможно более тонком слое. Для этого сетка после получения первых результатов была дополнительно измельчена в зоне дислокации скачков.



Рис. 8. Сетка, использованная для расчета трансзвукового обтекания решетки № 3

Результаты расчета течения в решетке №3Б представлены на рис.9. На выходе из решетки отчетливо виден мощный кромочный скачок уплотнения, доходящий до выходной границы расчетной области. Число Маха на выходе из решетки всюду больше единицы. Более того, режим истечения соответствует случаю, когда осевая (расходная) составляющая скорости тоже сверхзвуковая.


Давление p/p1*

Число Маха


Рис. 9. Распределение числа Маха и относительного давления в решетке № 3Б

В сводной табл. 2 приведены данные о параметрах потока и потерях в решетке. Коэффициент потерь рассчитывался как  = 1 –  2, где  – отношение средней скорости потока за решеткой к адиабатической скорости. Скорость и давление за решеткой осреднялись по потоку массы. Выходные параметры определялись в трех сечениях за решеткой (рис. 7): на расстоянии половины хорды от задней кромки лопаток, где обычно измеряют потери при продувках плоских решеток (сечение 21), а также на расстоянии одной и двух хорд (сечения 22 и 23 соответственно). Наряду с номинальным значением угла входа потока, β1 = 158,95, расчеты выполнены при двух меньших значениях: β1 = 151,0 и β1 = 143,06; естественно, поскольку решетка заперта по расходу, изменение угла входа сопровождается изменением числа Маха.

Таблица 2

Осредненные по шагу параметры потока и коэффициенты потерь в решетке № 3Б


Угол входа
потока, град

Число Маха
на входе

Выходное
сечение (рис.7)

Число Маха
на выходе

Угол выхода
потока, град

Коэффициент
потерь , %

158,95

0,549

21

2,026

38,65

4,494

22

1,966

37,97

6,282

23

1,956

37,83

8,080

151,0

0,370

21

2,030

38,63

4,309

22

1,975

37,96

5,973

23

1,965

37,83

7,803

143,06

0,286

21

2,043

38,54

4,170

22

1,989

37,90

5,825

23

1,978

37,78

7,645


Представленные в табл. 2 данные показывают, что из-за потерь энергии в мощном кромочном скачке (рис. 9) коэффициент потерь заметно увеличивается вниз по потоку: его значение в сечении 21 почти вдвое меньше, чем в сечении 23, и составляет 4…4,5 %. Сравнительно низкие значения коэффициента потерь указывают на аэродинамическое совершенство решетки; они качественно коррелируют с данными М.Е. Дейча [8] для решеток похожего типа, правда, полученными при несколько меньших числах Маха (М2 < 1,6). Заметим также, что при уменьшении угла входа (увеличении угла атаки) потери несколько снижаются из-за уменьшения отрывного пузыря на вогнутой стороне профиля, о существовании которого косвенно свидетельствует распределение давления по обводу профиля.

Параметрические расчеты обтекания решетки №3А были проведены при различных углах атаки (отсчитываемых от геометрического угла входа:  = 1геом   1) и противодавлениях (наряду с номинальным значением, p2=7610 Па, рассматривались два дополнительных, 8608  и 6393 Па). Обсудим некоторые характерные особенности течения, которые отражаются на полученных при численном моделировании результатах.

Распределение давлений по профилю решетки (рис.10) указывает на безотрывное течение вдоль вогнутой стороны профиля при углах атаки   5. При   5 на вогнутой стороне профиля непосредственно за кромкой лопатки возникает отрывной пузырь; при =  15 отрывной пузырь простирается почти до выходной кромки лопатки. Почти при всех углах атаки на выпуклой стороне профиля вблизи входной кромки лопатки также имеется небольшой отрывной пузырь, вызванный обтеканием довольно толстой входной кромки. Как и следовало ожидать, в условиях запертого межлопаточного канала изменение противодавления сказывается на эпюре давлений лишь на участке спинки профиля ниже горла решетки, где выходное давление управляет протяженностью зоны ускорения сверхзвукового потока в косом срезе решетки; напротив, влияние угла атаки сказывается лишь в зоне дозвукового течения.



а) б)

Рис. 10. Распределение давления по поверхности профиля решетки № 3А для различных значений:
а - угла атаки (при p2 = 7611 Па); б - противодавления (при  = 0)

Интенсивный скачок уплотнения, сходящий с задней кромки профиля, является причиной значительной шаговой неравномерности потока, покидающего решетку. На рис. 11 (для режима безударного входа при расчетном противодавлении) показаны распределения скоростей и углов выхода потока в сечениях 21, 22, 23, расположенных на разных расстояниях от заднего фронта решетки (рис. 7). В данном случае шаговая неравномерность скорости составляет приблизительно 120 м/с при среднем уровне скорости 430 м/с; еще больше впечатляет неравномерность угла выхода потока: 2  13 при 2 ср  20.

а)

б)

Рис. 11. Распределение скорости (а) и угла выхода потока (б) по шагу решетки
в различных сечениях (рис. 7) (решетка № 3А, =0)

Изменение окружной (qu) и осевой (qz) составляющих погонной нагрузки, а также погонного момента М в зависимости от угла атаки при трех значениях противодавления представлено на рис. 12. Заметим, что производные qu/, qя/ и M/ практически не меняются с изменением противодавления. Помимо своего прямого назначения – определения нагрузки на лопатку, - представленные данные могут быть использованы при приближенном (квазистационарном) анализе возможности возникновения автоколебаний лопаточной решетки.



qu, Н/м

qz, Н/м

M, Н



б)

в)

а)


Рис.12. Погонные нагрузки (а,б) и погонный момент относительно
центра масс профиля (в) (решетка №3А, =0)

Представленные методические, тестовые и параметрические расчеты демонстрируют реальную возможность корректного численного моделирования параметров турбулентного потока в решетках турбомашин на основе осредненных по Рейнольдсу уравнений Навье-Стокса. Такое моделирование обеспечивает достаточные для инженерных расчетов скорость вычислений и точность прогноза параметров решетки при до- и трансзвуковом обтекании. Показана применимость универсального газодинамического пакета для решения поставленных задач.


Список литературы


Лойцянский, Л.Г. Механика жидкости и газа / Л.Г. Лойцянский. – М.: Наука, 1978. – 736 с.

Spalart, P.R. A one-equation turbulence model for aerodynamic flows / P.R. Spalart, S.R. Allmaras // La Recherche Aerospatiale. – 1994. – № 1. – P. 5–21.

Jameson, A. Positive schemes and shock modeling for compressible flows / A. Jameson // Int. J. Num. Meth. Fluids. –1995. – V. 20. – P. 743–776.

Смирнов, Е.М. Метод конечных объемов в приложении к задачам гидрогазодинамики и теплообмена в областях сложной геометрии / Е.М. Смирнов, Д.К. Зайцев // Научно-технические ведомости СПбГТУ. – 2004. - № 2. - С.70-81.

Зайцев, Д.К. Применение метода деформируемых сеток для моделирования автоколебаний цилиндра в однородном потоке / Д.К. Зайцев, Н.А. Щур // Научно-технические ведомости СПбГТУ. – 2006. - №5. - С.15-22.

Флетчер, К. Вычислительные методы в динамике жидкости: [пер. с англ.]: в 2 т. / К. Флетчер – М.: Мир, 1991. – Т. 1,2.

Атлас экспериментальных характеристик плоских решеток охлаждаемых газовых турбин / В.Д. Венедиктов, А.В. Грановский, А.М. Карелин, А.Н. Колесов [и др.]. – ЦИАМ, 1990. – 393 с.

Дейч, М.Е. Газодинамика решеток турбомашин / М.Е. Дейч. – М.: Энергоатомиздат, 1996. – 528 с.


Материал поступил в редколлегию 12.05.08.