Содержание к диссертации
Введение
I. Обзор литературы и задачи исследования
1.1. Краткий обзор теоретических работ 10
1.2. Экспериментальные исследования нестационарных сили процессов в турбомашинах Н
1.2.1. Методы измерения аэродинамической возбуждающей силы /4
1.2.2. Способы экспериментального исследования аэродинамической возбуждающей силы . П
1.2.3. Обзор литературы по исследованию нестационарных сил и процессов в турбомашинах . 20
1.3. Способы снижения амплитуды возбуждающей силы . 27
1.4. Задачи исследования 32
II. Экспериментальная турбина и измерительная лопатка . 34
2.1. Краткое описание конструкции экспериментальной турбины 34
2.2. Экспериментальная ступень 38
2.3. Схема измерений режимных параметров 44
2.4. Конструкция и принцип действия взвешиваемой лопатки 47
2.5. Тарировка взвешиваемой лопатки 55
2.6. Схема тензометрических измерений 62
III. Методика проведения экспериментов 66
3.1. Оценка скорости прохождения через резонанс . 66
3.2. Определение механического демпфирования 70
3.2.1. Общие замечания 70
3.2.2. Определение механического демпфирования взвешиваемой лопатки методом свободно-зату хающих колебаний на вращающемся рабочем колесе 73
3.2.3. Определение механического демпфирования взвешиваемой лопатки методом резонансной кривой 75
3.3. Порядок проведения экспериментов. Режимы испытания нз
3.4. Методика обработки экспериментальных данных по определению аэродинамической возбюждающей силы 91
3.5. Оценка погрешности измерения аэродинамической возбуждающей силы 96
ІV. Расчет возмущений, передаваемых через потенциальный поток. Качественная картина интерференции трех решеток 10D
4.1. Методика расчета возмущений, передаваемых аэродинамической решеткой через потенциальный поток. Результаты расчета Ш
4.2. Качественная картина взаимодействия трех взаимодвижущихся решеток в плоском потоке 105
4.3. Возможность снижения аэродинамической возбуждающей силы при интерференции трех решеток Ш
V. Исследования аэродинамической возбуждающей силы при пере менном режиме работы ступени 114
5.1. Методика расчета переменного режима работы ступени турбины. Сравнение экспериментальных результатов с
расчетными 114
5.I.I. Методика расчета переменного режима работы ступени турбины 114
5.1.2. Сравнение экспериментальных результатов с расчетными 117
5.1.3. Оценка погрешности измерений 121
5.2. План экспериментальных исследований аэродинамической возбуждающей силы 123
5.3. Возбуждающая сила при взаимодействии сопловой и рабочей решеток в ступени турбины 121
5.4. Определение аэродинамической возбуждающей силы от сопловой решетки, стоящей за рабочим колесом 130
5.5. Определение аэродинамической возбуждающей силы в зависимости от взаимного положения сопловых решеток, расположенных перед и за рабочим колесом 13В
Выводы 150
Литература
- Экспериментальные исследования нестационарных сили процессов в турбомашинах
- Краткое описание конструкции экспериментальной турбины
- Определение механического демпфирования взвешиваемой лопатки методом свободно-зату хающих колебаний на вращающемся рабочем колесе
- Методика расчета возмущений, передаваемых аэродинамической решеткой через потенциальный поток. Результаты расчета
Введение к работе
С увеличением единичной мощности паровых и газовых турбин повысились требования к эксплуатационной надежности для турбоагрегата в целом и, в частности, к надежности для наиболее напряженных его элементов - рабочих лопаток.
На рабочие лопатки помимо постоянных сил парового потока, совершающих полезную работу, действуют нестационарные аэродинамические силы, которые не совершают полезную работу, но с точки зрения надежности рабочих лопаток являются самыми опасными.
Нестационарные аэродинамические силы, вызывающие колебания рабочих лопаток, в зависимости от источника возмущения можно разделить на две группы. К первой группе относятся силы, имеющие относительно низкие частоты, кратные частоте вращения ротора. Эти силы обусловливаются окружной неравномерностью потока, которая в данном случае связана с отклонением размеров и формы проходных сечений каналов сопловой решетки, наличием парциального подвода и промежуточных отборов рабочего тела и т.п.
Ко второй группе относятся аэродинамические силы, вызванные наличием сопловых лопаток, которые создают неравномерность потока по шагу. Основная частота этих сил, равна произведению ТП2 ( П -число сопловых лопаток, Z. - частота вращения ротора).
Рабочие лопатки ступеней высокого и среднего давления вследствие небольшой длины, как правило, являются относительно жесткими. Во избежание попадания в резонанс с частотой возбуждающей силы типа tlZ и, одновременно для увеличения конструкционного демпфирования и снижения амплитуды динамических напряжений, обычно эти лопатки соединяют между собой в пакетах с помощью бандажной ленты. Однако, в этом случае отстройка этих лопаток затрудняется поскольку спектр собственных частот пакета более густой и трудно выдержать нужные запасы резонансных частот. Здесь возможные разные виды внутрипакетных колебаний.
Кроме того, из-за технологических неточностей, разных жест-костей крепления хвостовиков и бандажа, а также из-за вероятного характера эррозионного износа лопаток при эксплуатации турбин собственные частоты пакета изменяются. В силу этого, можно сказать, что отстройка лопаток малой и средней длины иногда практически невозможна. Это относится также к рабочим лопаткам турбин средней мощности (транспортные и приводные турбины), работающих при переменной частоте вращения.
Рабочие лопатки последних ступеней мощных паровых турбин из-за большой длины имеют пониженную жесткость. Они как правило отстраиваются с 4 по 8 кратности частоты вращения ротора. Для уменьшения амплитуды динамических напряжений эти лопатки соединяются в пакеты или в замкнутые на круг связи:.
Известно, что изменение расхода пара через турбину наибольшее влияние оказывает на работу последней ступени. Результаты исследования, приведенные в /29, 69/ показывают, что в режимах частных нагрузок (или при ухудшенном вакууме) можно ожидать возникновение повышенных динамических напряжений в рабочих лопатках последних ступеней даже в том случае, когда они отстроены от резонанса по частотам, кратным частоте вращения ротора.
Задача обеспечения надежности рабочих лопаток обычно решается в двух этапах. На первом этапе рабочие лопатки достаточно надежно рассчитываются на прочность от статических нагрузок и центробежных сил на расчетном и частных режимах /18, 35, 48/. Однако, эта задача существенно усложняется при работе лопаток в условиях высоких температур и, особенно, при частых пусках и остановках турбоагрегата.
Второй этап заключается в расчете лопаток на вибрационную прочность. В настоящее время расчетным путем достаточно точно могут быть определены собственные частоты и формы колебания лопаток /18, 28, 35, 48/.
В принципе возможен и расчет вынужденных колебаний лопаток /35, 56, 58/, однако на практике встречаются значительные трудности. Во-первых, для расчета необходимо знать истинное значение возбуждающей силы и распределение ее по высоте лопатки. Распределение нестационарных нагрузок по высоте лопатки в отдельных случаях можно приближенно учитывать на основе гипотезы плоских сечений /56/. Во-вторых, необходимо знать величины механического и аэродинамического демпфирования для конкретной конструкции, которые как правило отсутствуют. Величина механического демпфирования определяется в основном конструктивными особенностями лопатки (форма хвостового соединения, форма тела лопатки, бандажные связи). Эти обстоятельства вынуждают при расчете сделать существенные допущения, поэтому полученные результаты невсегда являются достаточно обоснованными, следовательно нуждаются в экспериментальной проверке .
По этим причинам с целью обеспечения вибрационной прочности рабочих лопаток, иногда, допускаемые напряжения принимаются намного ниже чем прочностная характеристика материала. Это мероприятие приводит к увеличению металлоемкости и к перерасходу дорогостоящих материалов, применяемых в турбостроении, при этом не устраняется опасность поломок рабочих лопаток во время эксплуатации турбин.
По данным литературы /20/, поломка рабочих лопаток в большинстве случаев носит усталостный характер. Это свидетельствует о необходимости проведения более детальных расчетов на стадии проектирования и правильной оценки допустимых частных режимов при эксплуатации турбин во избежании вибрационных поломок рабочих лопаток. Этим можно снизить экономический ущерб вследствие аварийных остановок.
С точки зрения практики большой интерес представляет вопрос снижения амплитуды динамических напряжений в лопатках турбомашин (см.параграф 1.3).
Исходя из изложенного все теоретические и экспериментальные работы, посвященных этой проблеме являются безусловно актуальными.
Экспериментальные исследования нестационарных сили процессов в турбомашинах
Данная работа посвящена экспериментальному исследованию аэродинамической силы, возбуждающей колебания лопаток от окружной неравномерности потока, вносимой лопатками сопловых решеток. Поэтому в обзоре приведены только те работы, которые наиболее полно характеризуют достигнутые успехи в создании нестационарной теории решеток.
Разработка нестационарной теории решеток турбомашин началась с рассмотрением задачи взаимного влияния двух решеток, движущихся друг.относительно друга в потенциальном потоке идеальной несжимаемой жидкости. Такой подход является несколько условным, так как в реальной турбомашине решетки обтекаются турбулентным нестационарным потоком вязкой сжимаемой жидкости, неоднородность которого связана с возмущениями потенциального потока и присутствием кромочного следа.
В настоящее время задача взаимного влияния решеток в потенциальном потоке, теоретически удалось исследовать в достаточном полном объеме для моделей квазистационарного течения. Эту задачу для решеток тонких, малоизогнутых профилей, обтекаемых под малым углом атаки рассматривали Н.Кемп и У.Сире /23/, М.Лотц и И.Раабе /36/, В.Э.Сарен /60/ и др. В этих работах задача рассматривается с учетом влияния ряда параметров таких как отношение шагов, угол установки, число Струхаля, сжимаемость.
В квазистатической постановке эту задачу для решеток телесных профилей рассмотрел З.Казимирский /56/. Он рассматривал реактивную турбинную ступень, состоящую из двух плоских решеток с одинаковыми профилями. Результаты расчета показали, что при взаимодей ствии решеток через потенциальный поток существенно изменяется скорость на выходной кромке лопаток направляющей решетки и на входной кромке лопаток рабочей решетки.
В работах Г.С»Самойловича и В.В.Нитусова /40,53,57/ для решения этой задачи используется другой метод Сначала находят обтекание установившимся потенциальным потоком заданных изолированных решеток, причем перемещающиеся решетки рассматриваются в относительном движении. По найденным распределениям скоростей на контуре профиля лопаток в стационарном потоке вычисляют возмущения, вносимые в потенциальный поток. Далее, по найденным возмущениям рассчитывают обтекание решетки в нестационарном потоке.
Главное преимущество этого метода заключается в том, что рассматриваемые решетки могут быть составлены из профилей произвольной формы и с разным числом лопаток.
Задача взаимодействия решеток в потенциальном потоке решена без ограничения формы профиля, однако практически расчеты проведены без учета кромочных следов. Главная сложность, из-за которой приходится линеаризовать уравнения, описывающие процесс, заключается в том, что в сильно неоднородном потоке практически пока невозможно рассчитывать распространение вихревых следов и акустических волн, возникающих при взаимодействии неоднородных полей скоростей и давлений с лопатками /56/.
Задача обтекания двух взаимодействующих решеток, составленных из толстых и сильно изогнутых профилей в потенциальном потоке позволяет оценивать осевое расстояние между решетками, при котором аэродинамическое взаимодействие мало. Это имеет значение для обеспечения вибрационной надежности рабочих лопаток. Влияние те-лесности профилей на уровень аэродинамического взаимодействия исследовал В.А.Юдин /71/.
Модель обтекания решеток потенциальным потоком несжимаемой жидкости является первым приближением при исследовании взаимодействия лопаток решеток турбомашин с рабочим телом. В этом случае возмущения,, вносимые лопатками в поток, мгновенно распространяются по всему рассматриваемому объему жидкости; Учет конечности скорости распространения возмущений приводит к модели сжимаемой жид-кости. Сжимаемость рабочего тела обуславливает ряд других явлений, принципиально невозможным в потоке несжимаемой жидкости, К этим явлениям относятся, например, собственные колебания газа около решетки, акустический резонанс, возникающий при совпадении частот вынужденных и собственных колебаний газа, распространение и дифракция звуковых волн.
Влияние сжимаемости на нестационарные аэродинамические силы, действующие на лопатки турбомашин, проявляется не только при больших скоростях, как это имеет место в стационарном потоке, но и при Числах Маха значительно меньше единицы /6,30,56/.
При решении задачи о взаимодействии решеток с учетом вихревых следов наметилось два направления; Первое направление - решение задачи в нелинейной постановке» При этом вихревые следы строятся для ряда последовательных моментов времени; Второе - приближенное решение задачи в предельном случае нестационарного течения с бесконечно большими числами Струхаля /7/ .
В работе /72/ приводятся результаты расчета возбуждающей силы в квазистационарном приближении, с учетом вихревых следов; Вихревые следы моделируются свободной завихренностью, сносимой с профилей лопаток сопловой решетки в направление основного потокаї Сделаны следующие выводы: расчетные результаты хорошо согласуйся с экспериментом, в области больших осевых расстояний, при которых возмущения потенциального потока принебрежимо малы; При малых осе вых зазорах ( X / в =0,15, где X - осевое расстояние; 6 - хорда профиля) расчеты по потенциальной теории лучше согласуются с экспериментом, чем расчеты с учетом кромочных следов /72/, смотреть /5, 71/.
В заключение отметим, что несмотря на достигнутые успехи в разработке нестационарной теории обтекания решеток нестационарным потоком, теоретический расчет аэродинамической силы, вызывающей колебания рабочих лопаток пока невозможен с достаточной точностью (по причинам, которые в основном связаны со сложностью физического явления)І Во-первых, большинство работ выполнены в предположении, что решетки обтекаются потенциальным потоком идеальной несжимаемой жидкости. Во-вторых,, задача обтекания решеток потенциальным потоком сжимаемой жидкости решена только в линеаризованной постановке. То есть, для решеток, составленных из тонких и малоизогнутых профилей (пластин), обтекаемых под малым углом атаки;1 Это относится также к задаче обтекания решеток с учетом кромочных следов.
Краткое описание конструкции экспериментальной турбины
Вопрос снижения аэродинамических сил, вызывающих колебания рабочих лопаток представляет большой интерес в силу своей практической важности.
В настоящее время как наиболее перспективных способов снижения амплитуды возбуждающих сил можно рассматривать следующие: применение сопловых решеток с переменным по окружности шагом; нерадиальная установка сопловых лопаток; выбор таких конструктивных параметров проточной части, при которых возбуждающие силы полностью или частично гасятся /15,56/. Существуют и другие способы (см.например /63/).
На практике эти методы обычно не применяются, из-за отсутствия достаточно обоснованных рекомендаций. Во-первых, обоснованные рекомендации могут быть даны только при глубоком исследовании весьма сложных нестационарных процессов аэровозбуждения и аэродемпфирования. В настоящее время,, расчет аэродинамических возбуждающих и демпфирующих сил с учетом сжимаемости среды, а также с учетом кромочных следов возможен только для решеток из тонких и слабоизогнутых профилей, обтекаемых под малым углом атаки. Во-вторых, при гарантированном снижении уровня возбуждающих сил в заданном диапазоне частот и режимов работы турбомашини необходимо также гарантировать г что при других частотах и режимах возбуждающие силы по крайне мере не возрастут. В-третьих, поскольку рекомендуемые способы снижения возбуждающих сил обычно связаны с конструктивными изменениями элементов проточной части турбомашин, необходимо, чтобы эти изменение не вызывали ухудшение других характеристик /56/.
При переменном шаге сопловых решеток возбуждающие силы имеют частоту КпІ ( К = 1,2,3 ..., п - частота вращения ротора, 2 -число сопловых лопаток) В турбомашинах величина n 2 обычно: велика, поэтому практически опасным может быть резонанс с частотой возбуждающей силы п2 (то есть при К = I). На практике часто возникает необходимость уменьшить амплитуды высокочастотных резонансных напряжений. Эта проблема преобретает особенно важное значение, когда по каким-либо причинам невозможно отстроить рабочие лопатки или когда турбомашина работает в широком диапазоне оборотов. В таких случаях довольно эффективным методом снижения динамических напряжений может быть преднамеренный разброс шагов сопловой решетки /15,55,56/. При неодинаковых шагах, углах установки периодом неравномерности потока является не шаг решетки, а вся длина окружности. Однако, при этом возникает широкой низкочастотный спектр.
Низкочастотные колебания с точки зрения вибрационной надежности представляет большую опасность и от них тщательно отстраиваются.
Преднамеренный разброс шагов сопловых лопаток может быть эффективным при малом декременте колебаний, когда резонансный пик острый и влияние соседних гармоник возбуждающей силы не сказывается; В этом случае,, снижение амплитуды возбуждающей силы может достигать (30 40)$ от максимальной величины.
При достаточно большом декременте применение сопловых решеток переменного шага не эффективно, так как амплитуды динамических напряжений сами по себе будут малыми /56/.
С точки зрения снижения уровня возбуждения целесообразно выполнить сопловую решетку с непрерывным изменением шага, однако технологически удобнее иметь несколько сегментов, внутри которых шаг постоянен. При проектировании таких решеток нужно соблюдать необходимые пределы изменения шага, при которых эффективность ре -шетки изменится мало;
Нерадиальная установка сопловых лопаток применяется в определенных случаях для изменения закона распределения реактивности по радиусу. В этом случае, возбуждающая сила действует на рабочие лопатки с определенным сдвигом фаз по высоте лопатки. Это приводит к снижению амплитуды возбуждающей силы типа HZ . На основе анализа физического явления В.Траупель и Г.С.Самойлович /56/ показал, что если рабочая лопатка колеблется по форме, соответствующей первому тону, то нерадиальная установка сопловых лопаток может дать положительный эффект, так как на отдельных участках по высоте лопатки введенная работа за цикл колебаний уменьшается и при определенных условиях может стать отрицательной. Если лопатка колеблется по формам, соответствующим высшим тонам, то сдвиг возбуждающей силы может увеличить динамические напряжения.
В работе Топунова A.M. /63/ снижение возбуждающей силы достигается за счет воздействия на вторичные течения путем установки дополнительных лопаток малой высоты на торцевых поверхностях сопловых каналов. Установка дополнительных лопаток уменьшает значение локальных потерь, следовательно и суммарные потери в ступени. Ядро потока меньше захватывается вторичными течениями, заметно уменьшается неравномерность потока по шагу и улучшаются условия натека-ния потока на рабочие лопатки. При этом снижается уровень аэродинамических возбуждающих сил.
На рис.1.3 - кривая I соответствует динамическим напряжениям при отсутствии дополнительных лопаток. Кривая 2 - динамические напряжения при относительной длине дополнительных лопаток 1л /L = = 0,154 ( Ед - длина дополнительных лопаток). Из графика следует, что снижение динамических напряжений этим способом может достигать (30-40)$ от максимальной величины.
Основной недостаток этого способа заключается в том, что технологически сложно изготовить такую решетку.
Снижение динамических напряжений, за счет выбора таких конструктивных соотношений (осевые зазоры между решетками, отношение шагов сопловых решеток, расположенных перед и за рабочим колесом и толщины кромок лопаток), при которых возбуждающие силы полностью или частично гасятся, представляется наиболее перспективным способом. Так как, в этом случае нет необходимости в существенных конструктивных изменениях элементов проточной части, которые могли бы привести к ухудшению других характеристик турбомашин. Конечно, этот способ снижения динамических напряжений может применяться только в ступенях многоступенчатых турбомашин, за которыми присутствует сопловая решетка последующей ступени. При этом, зазор между рабочим колесом и впереди стоящей сопловой решеткой, а также зазор между рабочим колесом и позади стоящей сопловой решеткой последующей ступени должны выбираться так, чтобы динамические напряжения в рабочих лопатках от возмущений, вносимых в поток сопловыми решетками, были одинаковы Далее, при одинаковом числе лопаток сопловых решеток снижение динамических напряжений может быть достигнуто за счет фазового сдвига следований возмущений. Фазовый сдвиг возмущений в этом случае осуществляется взаимным смещением сопло-вых решеток в окружном направлении.
Определение механического демпфирования взвешиваемой лопатки методом свободно-зату хающих колебаний на вращающемся рабочем колесе
Существенное влияние на конструкционное- демпфирование в лопатках турбомашин оказывают центробежные силы, которые увеличивают изгибную и крутильную жесткость лопаток, В зависимости от числа оборотов ротора и массы лопатки нагрузка на опорных поверхностях хвостового соединения может достигать значительной величины. Вследствие этого, при достижении центробежными силами определенной величины, зазоры между посадочными поверхностями хвостового соединения исчезают и наблюдается стабилизация демпфирования /35/,
Отметим, что механическое демпфирование лопаток зависит не только от величины центробежных сил но и от усилия зажатия хвосто вика в окружном направлении /74/, 3. Аэродинамическое демпфирование связано с рассеиванием энергии колебаний за счет энергетического взаимодействия колеблющейся лопатки с потоком. Этот вид демпфирования наиболее характерен для лопаток осевых компрессоров и турбинных лопаток цилиндров низкого давления, так как они обладают относительно небольшой жесткостью и следовательно, низкой частотой собственных колебаний; Механизм взаимодействия колеблющейся лопатки с потоком достаточно сложный и обусловливается в основном тем, что при колебании лопатки с достаточно большой амплитудой угол атаки меняется. Вследствие этого, появляется дополнительная подъемная сила, действующая в противофа-зе со скоростью колебаний лопатки. На поддержание колебательного процесса лопатки часть энергии колебания передается в поток, В зависимости от режима обтекания, отдаваемая энергия колеблющейся лопаткой потоку может становиться отрицательной, то есть лопатка будет черпать энергию из потока; В этом случае имеет место режим. автоколебания (флаттер).
При обтекании, колеблющейся лопатки потоком реальной сжимаемой жидкости рассеивание энергии может происходить за счет излучения лопаткой акустических волн и перестройки турбулентного пограничного слоя /56/,
Величина аэродемпфирования данной взвешиваемой лопатки была оценена по экспериментальным литературным данным и равна приблизительно 0,001 /56/, Эта величина, как будет показано ниже , мала по сравнению с механическим демпфированием и лежит в пределах точности определения последнего.
Перейдем теперь к рассмотрению экспериментальных методов, по которым была определена величина логарифмического декремента.
Возбуждение колебания взвешиваемой лопатки при эксперименте осуществлялось воздушной струей от спеодального соплового аппарата, имеющего один сопловой канал; Под воздействием воздушной струи одновременно разгоняется ротор турбины и циклически возбуждаются свободно-затухающие колебания взвешиваемой лопатки. Требуемая частота вращения ротора устанавливалась при помощи гидротормоза.
Основные преимущества этого метода заключаются в том, что для разгона ротора не требуется использования дополнительного привода и схема записи на осциллограмму измерительного сигнала остается без изменений.
К недостаткам следует отнести следующее: во-первых, чтобы возбудить колебания взвешиваемой лопатки с большой начальной амплитудой требуется большая мощность питающей установки. Во-вторых, лопатка завершает свободно-затухающие колебания только в пределах одного оборота ротора, после чего она снова попадает под действие воздушной струи. По этим причинам не удалось добиться начальной амплитуды больше,, чем 40$ от амплитуды при резонансных колебаниях взвешиваемой лопатки» При этом число циклов свободно-затухающих колебаний в зависимости от частоты вращения ротора составляет 30+40, см..рис3.2, что снижает точность определения логарифмического декремента.
Методика расчета возмущений, передаваемых аэродинамической решеткой через потенциальный поток. Результаты расчета
Поле скоростей до смыкания кромочных следов также выравнивается, но в меньшей мере чем поле статических давлений. Это объясняется тем, что дополнительная скорость в следе до смыкания меня-ется пропорцианально X г, а после смыкания пропорцианально X , где X - осевое расстояние.
Необходимо отметить, что поле скоростей будет существенно неоднородным и после смыкания следов. По этой причине растут профильные потери в решетке при удалении от нее, так как в процессе выравнивания будет черпаться энергия из основного потока /13/.
В ступени турбины осевой зазор X между сопловой I и рабочей решеткой П как правило меньше чем расстояния до смыкания следов. Отсюда следует, что неравномерности, распространяющиеся вниз по потоку будут оказывать существенное влияние на характер обтекания вращающейся рабочей решетки, и в конечном счете на уровень возбуждения аэродинамических сил, вызывающих колебания рабочих лопаток и экономичность работы ступени.
Для упрощения рассуждений влияния кромочного следа и нсрав-номерностей потенциального потока на работу вращающейся рабочей решетки рассмотрим их отдельно:
I. За сопловой решеткой поток будет неоднородным и турбулентным. Рабочие лопатки, проходя мимо сопл с окружной скоростью U как бы размывают и одновременно перерезывают кромочные следы, выходящие из кромок сопловых лопаток.
Поток входит на рабочую решетку с относительной скоростью W , направленной под утлом ft\ . Отсюда следует, что кромочный след входит на рабочую решетку приблизительно со скоростью W/ и под углом /3i tfi . Процесс пересечения кромочного следа каждой рабочей лопаткой периодический во времени с периодом Т = = U/Ьг и сдвинутый по фазе на угол # = 2 ЇЇ kz /їі . Перерезанный кромочный след при прохождении через межлопаточнй канал рабочей решетки будет деформироваться и менять свое направление. Последнее обусловлено тем, что в аэродинамической нагруженной решетке поперек канала существует значительный градиент давления.
В работе /61/ приводятся результаты измерения поля скоростей за первой ступенью четырехступенчатого компрессора. Измерения производились за рабочей решеткой первой ступени с помощью термоанемометра. При анализе осциллограмм, полученных при испытаниях было установлено, что сегменты перерезанного кромочного следа проходят через рабочее колесо. Кроме того, автор статьи указывает, что при измерении параметров потока за третьей ступенью компрессора значительно меняется характер получаемых осциллограмм в результате смещения в окружном направлении входного направляющего аппарата. Однако, в статье не указывается перед какой ступенью двигали направляющий аппарат.
Перенос через рабочую решетку кромочного следа и его снос в окружном направлении исследован также в работе /32/, см.гл.1, рис.1.1. Показано, что параметры потока за ступенью турбин характеризуется существенной периодической неравномерностью, причем период распределения неравномерности по окружности рабочего колеса равен шагу сопловой решетки, сдвинуты на угол )Р по отношению к выходной кромке сопловых лопаток. Приведенные в работах /61,32/ результаты экспериментальных исследований подтверждают тот факт, что перерезанный кромочный след проходт через рабочее колесо. В работах /24,25/ экспериментально показано, что в момент пересечения кромочного следа рабочей лопатки, на входную кромку со стороны выпуклой поверхности профиля давление увеличивается, а со стороны вогнутой - уменьшается, то есть, при пересечении кромочного следа несколько увеличивается местный угол натекания потока на рабочую решетку.
На основе анализа экспериментальных данных, имеющихся в литературе можно заключить, что: следы, выходящие из кромок рабочих лопаток имеют сложную структуру, связанную с предисториеи их формирования; неравномерность от кромочных следов, вносимая в поток первой сопловой решеткой будет влиять на характер обтекания не только рабочей решетки, но и сопловой решеткой последующей ступени, расположенной ниже по потоку.
