C
μ
= 0
,
09;
C
ε
1
= 1
,
46;
C
ε
2
= 1
,
83;
σ
k
= 1;
σ
ε
= 1
,
3
,
где
k
— кинетическая энергия турбулентных пульсаций;
ε
— скорость
диссипации энергии турбулентности;
P
k
— генерация турбулентной
энергии сдвигом скорости;
S
ij
— компоненты осредненного тензора
скоростей деформации.
При определении граничных условий на входе принимались пол-
ное давление (
1
,
013
·
10
5
Па), полная температура (288,15 K), степень
турбулентности (
Tu
= 2
k/
3
/
(
W
+
ω
×
r
)
2
= 0
,
05
) при входе и
массовый расход (20,51 кг/с) при выходе из рабочего колеса. Условие
прилипания
W
= 0
использовалось на поверхностях рабочих лопаток
и диске компрессора, на втулке и корпусе
V
= 0
. На всех непроница-
емых границах ставилось условие отсутствия теплового потока через
стенку. Для сокращения числа расчетных узлов вблизи твердых стенок
применялись масштабируемые пристеночные функции [6, 7].
Решение системы (1)–(7) проводилось методом установления по
времени (
Δ
t
∼
2
·
10
−
5
c) с консервативной аппроксимацией потоков
по схемам второго порядка точности (реализация Ansys CFX 11). За
Рис. 2. Фрагмент расчетной сетки в межлопаточном канале (250 тыс. расчeтных
узлов)
ISSN 1812-3368. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Естественные науки”. 2010. № 2
33
