Гидродинамика и теплообмен в роторах и трансмиссиях газотурбинных двигателей. Уменьшение температурных напряжений в дисках

ГИДРОДИНАМИКА
И ТЕПЛООБМЕН В РОТОРАХ
И ТРАНСМИССИЯХ 
ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ. 
УМЕНЬШЕНИЕ
ТЕМПЕРАТУРНЫХ 
НАПРЯЖЕНИЙ В ДИСКАХ

Н.Н. Салов, А.А. Харченко

Москва
ВУЗОВСКИЙ УЧЕБНИК
ИНФРА-М
2024

Севастопольский государственный университет

Салов Н.Н.
Гидродинамика и теплообмен в роторах и трансмиссиях 
газотурбинных двигателей. Уменьшение температурных 
напряжений в дисках : монография / Н.Н. Салов, А.А. Харченко. — 
Москва : Вузовский учебник: ИНФРА-М, 2024. — 
180 с. — (Научная книга).

ISBN 978-5-9558-0427-9 (Вузовский учебник)
ISBN 978-5-16-010787-5 (ИНФРА-М, print)
ISBN 978-5-16-102491-1 (ИНФРА-М, online)

На основе экспериментальных лабораторных исследований посредством 
визуализации течений и термометрирования изучены процессы гидродинамики 
и теплообмена в полостях роторов и трансмиссиях газотурбинных двигателей. 
Приведена методика расчета температурного состояния охлаждающего воздуха 
и дисков. Представлены результаты исследований эффективности устройств для 
управления потоками охлаждающего воздуха в полостях роторов высокотемпературных 
двигателей. Показана возможность снижения температурных напряжений 
в экранированных дисках с эжекторными устройствами. 
Для инженерно-технических работников, занимающихся проектированием 
и производством газотурбинной техники.

ББК 22.253я73

С16

УДК 532.5(075.8)
ББК 22.253я73
 
C16

© Вузовский учебник, 2015

ISBN 978-5-9558-0427-9 (Вузовский учебник)
ISBN 978-5-16-010787-5 (ИНФРА-М, print)
ISBN 978-5-16-102491-1 (ИНФРА-М, online)

ОСНОВНЫЕ СОКРАЩЕНИЯ 
 
ГТД — газотурбинный двигатель; 
КВД — компрессор высокого давления; 
ТРДД — турбореактивный двигатель двухконтурный; 
 
ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ  
 
F — площадь поверхности, м2; δ — толщина диска, мм; 
G — массовый расход, кг/с;  
λ  — коэффициент теплопроводности, 
Вт/(м·К); 

j — центробежное ускорение, 
м/с2; 

ν — коэффициент кинематической 
вязкости; 

q — плотность теплового потока, 
Вт/м2; 

k — степень повышения давления 
компрессора; 

r — радиус, м; 
— механическое напряжение, 
МПа;  

T — температура, К; 
— угловая скорость вращения 
ротора, рад/с; 

t   — температура, °С; 
— коэффициент теплоотдачи, 
Вт/(м2·К); 

u — скорость вращения, м/с; 
β — коэффициент объемного 
расширения теплоносителя, К–1; 

w — скорость течения, м/с; 
— удельный вес, кг/м3; 
Nu, Gr, Pr, Ra , Pe — число Нус-
сельта, 
Грасгофа, 
Прандтля, 
Релея, Пекле соответственно 

 
ИНДЕКСЫ                                                               
 
в — воздух;                                                             внутр  — внутренний;                                 
вх — входной;                                                         вых — выходной;                                        
г — газ;                                                   
         зп — запас прочности; 
к — компрессор;                                                     охл — охлаждающий;                                 
рот — ротор;                                                           цб — центробежный 
ст — ступица;                                                          э — электронагреватель; 
цв — центральный вал;                                         — тангенциальный;   
экв — эквивалентный;                                           Σ — суммарный;                                       
max — максимальный;                                           r — радиальный;                                  
min — минимальный;                                             t — температурный 
 
 
 
 
 

ВВЕДЕНИЕ 
 
Известно, что увеличение температуры газа перед турбиной с увеличением 
степени повышения давления воздуха в компрессоре является 
основным направлением совершенствования ГТД. Высокие значения параметров 
сжатого воздуха и газа увеличивают температурные напряжения 
в дисках, являющихся наиболее нагруженными деталями ротора. Так, 
при 
k
= 25 температура воздуха в проточной части последних ступеней 
компрессора достигает 950…970 К, при этом перепад температур по радиусу 
диска может быть достаточно большим. Высокие перепады температуры 
самым непосредственным образом влияют на запас прочности 
роторов. Такие характеристики, как пределы прочности, длительной 
прочности, ползучести и усталости существенно снижаются с повышением 
начальной температуры. Напряжения, вызванные радиальным градиентом 
температуры, существенно влияют на величину суммарных напряжений 
в диске, особенно на нестационарных режимах работы двигателя. 
К числу деталей, испытывающих значительные температурные 
напряжения, относятся и валы трансмиссий ТРДД, которые, вращаясь с 
большими угловыми скоростями, нагреваются трением о воздух и излучением 
от камер сгорания. В этих условиях оценка их температурного 
состояния должна производиться исходя из граничных условий теплообмена, 
возникающих в кольцевом канале при течении охлаждающего воздуха 
между вращающимися валами, с учетом конструктивных особенностей, 
характерных для трансмиссий авиационных двухвальных двигателей, 
в которых кольцевой канал между валами частично перекрывается 
ступицами дисков компрессора и турбины. В связи с этим возрастает 
необходимость более глубокого изучения процессов гидродинамики и 
теплообмена в роторах и трансмиссиях газотурбинных двигателей с целью 
обоснованного проектирования оптимальных систем охлаждения, 
обеспечивающих температурный режим охлаждаемых деталей на уровне, 
диктуемом их надежной работой в заданных режимных условиях. 
Для современных методов расчетов температурного состояния деталей 
ГТД необходимы достоверные знания о граничных условиях теплообмена. 
Однако из-за сложности процессов теплообмена, протекающих в 
полях массовых сил, граничные условия определяются приближенно, что 
не позволяет определять с достаточной точностью температурное состояние 
деталей двигателя, а следовательно, и их прочность.  
В монографии представлена методика расчетов температурного состояния 
охлаждающего воздуха и дисков роторов осевого компрессора, 
исключающая необходимость задаваться граничными условиями теплообмена. 

Данная методика не является альтернативой применяемым в настоящее 
время методам расчетов, т.к. разработана применительно к дискам 
роторов осевых компрессоров и не предназначена для расчетов деталей 
сложной формы. 
В существующих системах охлаждения циркуляция охлаждающего 
воздуха в междисковых полостях ротора не уменьшает радиальную не-

равномерность температурных полей в дисках. Поиск способов управления 
потоками охлаждающего воздуха в роторах дискобарабанной конструкции 
высокотемпературных ГТД с целью уменьшения величины 
температурных напряжений становится особенно актуальным. 
В монографии представлены результаты экспериментальных исследований 
конструктивных вариантов устройств, работа которых по управлению 
потоками в полости ротора основана на использовании динамического 
напора воздуха, отбираемого на охлаждение двигателя. Получены 
обобщающие зависимости для расчета температурных напряжений в дисках, 
оснащенных наиболее перспективными типами устройств. 
Следует отметить, что исследованию газодинамики и теплообмена в 
турбомашинах уделялось и уделяется значительное внимание как у нас в 
стране, так и за рубежом, с целью создания более совершенных систем 
воздушного охлаждения газотурбинных двигателей. При написании книги 
авторы проанализировали значительное количество публикаций, в том 
числе литературу, представленную в библиографическом списке, что позволило 
сконцентрировать внимание на наиболее нагруженных деталях 
двигателя, к которым относятся диски роторов, эффективность охлаждения 
которых в настоящее время изучена недостаточно. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Глава 1. ГИДРОДИНАМИКА И ТЕПЛООБМЕН В 
ПОЛОСТЯХ РОТОРОВ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 
1.1 ГИДРОДИНАМИКА ТЕЧЕНИЙ В ЗАМКНУТЫХ ПОЛОСТЯХ 
 
Рабочий участок экспериментального стенда представлял собой кольцевую 
полость, образованную соосными цилиндрами, стянутыми боковыми 
дисками, см. рис. 1.1.  

 

 
Рис. 1.1. Схема исследуемой замкнутой полости при подводе и отводе  
теплоты со стороны цилиндрических поверхностей 
1 — горячий цилиндр; 2 — холодный цилиндр; 3 — теплоизолированные 
боковые диски; 4 — вал; 5,6 — отверстия для подвода и отвода охлаждающей 
воды; 7 — кольцевой электронагреватель;  
8 — перфорированный  барабан 
 
Подвод теплоты осуществлялся электронагревателем, изготовленным 
из тонкой нержавеющей ленты, уложенной по образующей большего цилиндра 
на всю ширину полости. Теплота отводилась проточной водой, 
прокачиваемой внутри меньшего цилиндра. Для наблюдения за структурой 
течения теплоносителя внутри вращающейся полости один из боковых 
дисков был изготовлен из органического стекла. Второй стальной 
диск теплоизолировался слоем стеклотекстолита. Полость заполнялась 
турбинным маслом, в которое подмешивалось небольшое количество 
алюминиевой пудры. Изменение в полости объема теплоносителя в опытах 
компенсировалось с помощью расширительного сосуда, соединенного 
с вращающейся полостью через сальниковое устройство. Наблюдения 

велись при стробоскопическом освещении. Общий вид экспериментального 
стенда показан на фотографии, рис. 1.2.  

 

 
Рис. 1.2. Общий вид стенда для визуализации режимов течения во 
вращающейся замкнутой полости. Снимок сделан при стробоскопическом 
освещении при частоте вращении полости, ω = 105 с-1 и  
q = 2∙104 Вт/м2 
 
Исследования показали, что если отсутствует подвод и отвод теплоты, 
то теплоноситель, находящийся в полости, вращается как твердое тело. 
Это подтверждается наблюдениями, выполненными на вращающейся 
замкнутой полости при отключенном электронагревателе и перекрытой 
подачей охлаждающей воды, на снимках, рис. 1.3 и 1.4. Момент разгона 
ротора зафиксирован на рис. 1.3. Стационарный режим вращения полости 
показан на рис. 1.4.  
В момент разгона ротора наблюдалось отставание теплоносителя, 
находящегося в центральной части кольцевого пространства, пропорционально 
ускорению вращающейся полости. При разгоне смещения частиц 
жидкости по радиусу внутри полости не наблюдалось. 
При стационарном режиме вращения алюминиевая пудра равномерно 
рассеяна по объему теплоносителя, на снимке рис. 1.4, выполненном при 
ω = 105 с-1, видно сплошное серое кольцо без каких-либо течений. Это 
подтверждает, что теплоноситель во вращающейся замкнутой кольцевой 
полости ведет себя как твердое тело. 
 
 
 

При включении электронагревателя и подаче охлаждающей воды в 
объеме между цилиндрами возникает тепловая конвекция, интенсивность 
которой определяется частотой вращения полости и плотностью теплового 
потока. Визуальные наблюдения подтверждают численные исследование 
в том, что при малых плотностях теплового потока и невысокой частоте 
вращения полости в объеме, занимаемом теплоносителем, формируются 
устойчивые контуры циркуляции, рис. 1.5. 
Нагретые у поверхности большего цилиндра слои теплоносителя 
всплывают к оси вращения, соприкасаясь с поверхностью меньшего цилиндра, 
охлаждаются и под действием массовых сил движутся в обратном 
направлении. При увеличении частоты вращения и плотности теплового 
потока в теплоносителе возникает неустойчивость течения, конвективные 
токи становятся мельче, их число увеличивается, приобретая вид 
отдельных вихрей. На рисунке 1.6 можно видеть, что с увеличением 
плотности теплового потока, примерно в 2,7 раза по сравнению со снимком 
1.5, произошел распад крупных контуров циркуляции на мелкие вторичные 
вихревые течения различного масштаба. При дальнейшем увеличении 
частоты вращения и плотности теплового потока, например, при ω 
= 157 с-1 и выше, характер течения теплоносителе подобен колебательному, 
причем частота колебаний вихрей возрастает с увеличением скорости 
вращения и плотности теплового потока. 
 

Рис. 1.3. Разгон полости
Рис. 1.4. Алюминиевая пудра 
равномерно распределена в 
теплоносителе, который вращается 
вместе с полостью как 
твердое тело, ω = 105 с-1. 

Рис. 1.6.  Распад устойчивости 
при увеличении плотности теплового 
потока до 1,86∙104 Вт/м2, 
ω = 52 с-1 
 
 
 
 
1.2 ТЕПЛООБМЕН В ЗАМКНУТЫХ ПОЛОСТЯХ 
1.2.1 Теплоотдача проставочных колец 
 
Кольцевая полость, схема которой представлена на рисунке 1.1, образована 
двумя соосными цилиндрами 1 и 2, стянутыми боковыми дисками 
3, установленными на валу 4. Боковые поверхности диска теплоизолированы. 
Внутри вала выполнены отверстия 5 и 6 для подвода и отвода воды, 
охлаждающей внутреннюю поверхность меньшего цилиндра. Для  равномерной 
подачи охлаждающей воды внутри меньшего пилиндра устанавливался 
выполненный из текстолита кольцевой барабан 8 с большим 
количеством отверстий. Внутри полости по образующей большего цилиндра 
1  располагался кольцевой электронагреватель 7, выполненный из 
нержавеющей стальной ленты и изолированный от стальной поверхности 
большого цилиндра прокладкой из фторопласта. Питание электронагревателя 
осуществлялось через скользящие медно-графитовые контакты от 
генератора постоянного тока. Мощность электронагревателя регулировалась 
реостатом в цепи возбуждения генератора в зависимости от требований 
опыта. В качестве теплоносителей, заполняющих полость, применялись 
дистиллированная вода, воздух, турбинное и трансформаторное 
масло, что позволило выявить влияние на теплоотдачу в полости чисел 
Прандтля. Для уменьшения тепловых потерь ротор рабочего участка был 

Рис. 1.5. Устойчивые контуры 
циркуляции теплоносителя во вращающейся 
замкнутой полости при  
ω = 52 с-1 и плотности теплового потока 
со стороны горячего цилиндра  
q = 7•103 Вт/м2

одет в теплоизоляционный чехол из брезента и нескольких слоев стеклоткани. 
Опытный участок вращался в металлическом защитном кожухе, 
который обкладывался брикетами из асбеста и покрывался  асботканью. 
Тепловые потери не превышали при работе с водой и маслами 3%, при 
работе с воздухом от 2 до 20%, возрастая с увеличением частоты вращения 
рабочего участка. Опыты выполнены при частоте вращения полости 
от 52 до 261,8 с-1. В процессе опытов термопарами измерялись температуры 
поверхностей цилиндров и теплоносителя в полости. 
Коэффициент теплоотдачи определялся раздельно для нагреваемой и 
охлаждаемой цилиндрических поверхностей. Результаты опытов обобщены 
в виде зависимости 
m
n
Gr
с
Nu
Pr
, 
где Nu — среднее число Нуссельта; 
Gr — число Грасгофа; Pr — число Прандтля. 
При вычислении чисел подобия за определяющий размер принималась 
длина полости l = 100 мм, число Грасгофа определялось по выражению 


2
3
t
l
j
Gr
, 
где Δt — разность осредненных температур исследуемой поверхности 
и теплоносителя в полости; 
β — коэффициент объемного расширения теплоносителя; 
ν — коэффициент кинематической вязкости; 
j — центробежное ускорение, вычисляемое раздельно для нагреваемой 
и охлаждаемой поверхностей. Опыты проводились при изменении 
частоты вращения полости от 52,36 до 261,8 с-1. 
На рис. 1.7 в логарифмических координатах представлены результаты 
опытов при постоянных значениях чисел Прандтля.  

 

Рис. 1.7. Теплоотдача в замкнутой полости ротора ГТД при заполнении 
полости различными теплоносителями: 
1 — холодный цилиндр; 2 — горячий цилиндр; ● — воздух, Pr = 0,677; 

 — вода, Pr = 2,55; × — турбинное масло, Pr = 200