Обобщение данных по нескольким рабочим колесам модельных

осевых компрессоров показало, что в подавляющем большинстве случаев

20о<|сры+1|<70°,

а в среднем |фг\ г+i I ср~45° На рис. 5.25 показана относительная частота q появления различных значений сдвига фазы в исследо­ ванных колесах (около 150 лопаток).

Из теории следует, что значения сдвига фазы вблизи 45° ха­ рактерны для сильно неоднородных решеток, какими безусловно являлись все испытанные рабочие колеса, поскольку значения от­ носительных амплитуд колебаний лопаток при флаттере у отдель­ ных лопаток приближались к 3.

5.3.6. Измерение крутильной составляющей колебаний (коэффициентов разворота)

При колебаниях даже по первой изгибной форме лопатки сов­ ременных компрессоров и турбин совершают сложное изгибно-кру- тильное движение. Крутильная составляющая движения профи­ лей, измеряемая коэффициентом разворота

влияет на режим возникновения автоколебаний. Здесь ап — амп­ литуда передней кромки, а а3— задней кромки лопатки.

Измерение коэффициента разворота в реальных условиях ра­ боты компрессорной ступени производилось с помощью прибора ЭЛУРА. Коэффициент разворота ф натурной компрессорной сту­ пени в многоступенчатом компрессоре определяли двумя спосо­ бами: путем одновременных измерений амплитуд передних и задних кромок лопаток, а также путем непосредственного измере­ ния амплитуды крутильной составляющей колебаний. На рис. 5.3 показаны используемые при таких измерениях схемы включения

датчиков прибора ЭЛУРА.

Одновременные измерения амплитуд передней и задней кромок лопаток показали высокую корреляцию между распределениями амплитуд передних и задних кромок, что свидетельствует о при­ близительном равенстве значений ф у разных лопаток комплекта (/00,995; г>0,885). Это хорошо видно и на рис. 5.26, где срав­ ниваются распределения амплитуд, зафиксированные по перед­ ним и задним кромкам. Обработка кадра, характеризуемого наи­ большим уровнем колебаний лопаток, дала значение ф= 0,144. Эта величина очень близка к значению, которое дают теория и вибрационные испытания лопаток в статических условиях: ф= = 0,140. Отметим, что в соответствии с теорией в условиях дейст­ вия центробежных сил коэффициент разворота должен несколько

возрасти.

Глава 6

ИССЛЕДОВАНИЕ КОЛЕБАНИЙ ЛОПАТОЧНЫХ ВЕНЦОВ ТУРБОМАШИН ПРИБОРАМИ ДИСКРЕТНО-ФАЗОВОГО ИЗМЕРЕНИЯ

Приборы дискретно-фазового измерения предоставляют иссле­ дователю новые и весьма широкие возможности для углублен­ ного проникновения в сущность вибрационных процессов, разви­ вающихся в лопаточных венцах турбомашин. Одновременное из­ мерение амплитуд всех лопаток рабочего колеса позволяет су­ щественно повысить достоверность информации о динамическом состоянии лопаточного венца в целом и перейти к изучению форм собственных колебаний рабочих колес, исследованию зависимо­ стей распределения напряжений по лопаткам венца от различных динамических характеристик ротора и параметров потока перед ступенью, анализу нестационарных волновых процессов в венце (типа бегущих волн) и т. д. В данной главе приведены два при­ мера исследований вибраций лопаток, выполненных с помощью прибора ЭЛУРА. Более полное изложение этих результатов мож­ но найти в работах [22, 39, 40, 41, 52, 53]. Особенности проведения измерений, а также особенности анализа экспериментальных данных, по-видимому, будут являться характерными для боль­ шей части исследований, в которых будут использоваться прибо­ ры дискретно-фазового измерения.

6.1. ИССЛЕДОВАНИЕ ФОРМ ВОЗБУЖДЕНИЯ ФЛАТТЕРА ЛОПАТОЧНЫХ ВЕНЦОВ

Изучение флаттера кольцевой аэродинамической решетки при­ водит к задаче об устойчивости системы с большим числом степе­ ней свободы, равным, по крайней мере, числу лопаток венца z. Взаимодействие лопаток может осуществляться как через поток, так и через диск. Связность аэродинамической решетки в рас­ сматриваемом случае подтверждается общностью частоты флат­ тера всех лопаток (несмотря на различия в величинах их собст­ венных частот).

Линейная модель решетки с z степенями свободы имеет z соб­ ственных форм колебаний. Под формой колебаний решетки (вен­

ца) понимается совокупность относительных амплитуд и фаз ко­ лебаний всех лопаток. Ниже описаны экспериментальные резуль­ таты, позволяющие установить наличие у решетки близких по возбудимости собственных форм колебаний, полученные с помо­ щью дискретно-фазового метода одновременного измерения амп­ литуд колебаний всех лопаток венца.

В качестве объекта экспериментов использовалось рабочее колесо осевого компрессора с осевым входом потока,относитель­ ным диаметром втулки d = 0,4, удлинением лопаток Йр к = 2 и и х числом z = 24 (см. табл. 5.1, компрессор № 3).

Любой реальный лопаточный венец, строго говоря, не явля­ ется однородной решеткой, так как вследствие производственных отклонений форма лопаток и их расположение в диске не могут быть совершенно одинаковыми. Описанные ниже результаты по выявлению различных собственных форм колебаний венца были получены на одном экземпляре рабочего колеса, при этом лопатки не заменялись и не переставлялись.

Чисто гармонический флаттер лопаток возникал в узкой обла­ сти значений числа М относительного потока. Колебания проис­ ходили с частотой близкой к частоте первой собственной формы колебаний лопаток. Приведенная частота флаттера во всех слу­ чаях мало отличалась от величины £=»со6/2ку= 0,3.

Для того, чтобы количественно охарактеризовать форму коле­ баний венца, а также для сравнения форм между собой, целесо­ образно использовать следующие интегральные параметры, вели­ чины которых определяются как значениями амплитуд колебаний лопаток, так и относительным расположением этих значений.

Совокупность значений амплитуд (безотносительно к их рас­

такие распределения, между которыми существует прямая про­ порциональная зависимость

(6.3)

В условиях реальных испытаний при наличии фона, т. е. слу­ чайных колебаний лопаток в потоке и шумов на входе в датчики прибора ЭЛУРА, а также при возможности наложения на про­ цесс флаттера .разного рода вибраций, имеющих другую приро­ ду, и неизбежной погрешности в записи и расшифровке показа­ ний приборов даже для совпадающих форм условие (6.3) будет выполняться лишь приближенно. Поэтому, для того чтобы уста­ новить, являются ли две формы колебаний лопаточного венца совпадающими, требуется тем или иным способом количественно оценить степень их близости.

Наиболее естественным в нашем случае является применение нецентрированного коэффициента взаимной корреляции

Неизбежные ошибки измерений и расшифровки первичных дан­ ных не позволяют разделить близкие формы колебаний венца-, ха­ рактеризуемые высокими значениями коэффициента г. Для уве­ ренного заключения о различии двух собственных форм коэффи­ циент корреляции г между соответствующими распределениями амплитуд должен быть ниже некоторой величины г*, значение ко­ торой зависит от среднего уровня амплитуд колебаний лопаток венца, поскольку с ростом амплитуд уменьшаются как относитель­ ные ошибки измерений и обработки данных, так и относительный уровень фона.

Определение функций г*(Лср) может быть выполнено путем постепенного углубления в зону флаттера, т. е. увеличения интен­ сивности колебаний при уверенном сохранении формы возбужде­ ния венца. Примеры полученных таким образом последователь­ ных кадров приведены на рис. 5.16. Дальнейшее вычисление ко­ эффициентов корреляции г для всевозможных пар распределений амплитуд, зафиксированных в одном выходе, позволяют полу­ чить зависимость, подобную показанной на рис. 5.15. На графике коэффициент корреляции между двумя распределениями наносит­ ся с абсциссой, равной минимальной из их средних относитель­ ных амплитуд. Такой выбор объясняется тем, что именно кадр с минимальной средней амплитудой привносит наибольшую ошибку.

Если при сравнении двух распределений амплитуд оказьввается выполненным условие

то с достаточно высокой достоверностью эти распределения следу­ ет отнести к двум различным собственным формам колебаний ло­ паточного венца.

В процессе испытаний условия перед рабочим колесом несколь­ ко варьировались. Так на границе флаттера число Мака в отно­ сительном движении изменялось на 5%, угол атаки на 1,5°, при­

веденная частота на 3% (вследствие изменения жесткости лопа­ ток, при изменении скорости вращения рабочего колеса), неравно­ мерность поля полного давления перед рабочим колесом на 5%. Довольно заметно (на 20%) изменялось только полное давление перед ступенью. Однако при прочих равных условиях форма воз­ буждения флаттера лопаточного венца не зависела от давления.

Обработка нескольких десятков распределений амплитуд А, полученных в различных условиях, проводилась следующим обра­ зом. Для всех распределений были вычислены коэффициенты вза­ имной корреляции. Затем распределения были разделены на груп­ пы, такие, что внутри каждой из них условие (6.5) не выполня­ лось. Таких групп оказалось пять. Из них были выделены пять основных распределений, для которых условие (6.5) выполнялось. Это условие выполнялось также при сравнении основных распре­ делений с любым распределением из другой группы.

Случайный характер неоднородности решетки определил слу­ чайный характер полученных собственных форм. Анализ свиде­ тельствует о большом их разнообразии. В частности, некоторые лопатки при колебаниях венца по одной из собственных форм имеют небольшую относительную амплитуду, тогда как при коле­ баниях по другой форме их амплитуда близка к максимальной для всего венца (рис. 6.1, а).

На рис. 6.1, б показаны четыре формы колебаний, полученных на другом экземпляре рабочего колеса, отличающегося от опи­ санного выше повышенным разбросом собственных частот лопа­ ток.

Все эти формы имели близкую возбудимость, т.- е. возникали при мало отличающихся условиях; частота флаттера для всех форм также была практически одинакова. Для других экземпля­

сом Amax/Amln, величина которого изменялась от 1,5 до 5.

Как известно, критические параметры флаттера лопаточного венца существенно зависят от его частотной неоднородности. Можно было бы ожидать какой-либо связи между распределени­ ями частот лопаток и амплитуд их колебаний. О наличии такой связи могла бы свидетельствовать близость к 1 или —1 одного из коэффициентов взаимной корреляции этих распределений.

Для распределений амплитуд, показанных на рис. 6.1, а, и со­ ответствующего распределения частот, величина этого коэффици­ ента не превышает 0,4, т. е. связь между распределениями частот и амплитуд отсутствует. Эта связь отсутствовала и во всех ос­ тальных случаях, за исключением тех, когда частоты лопаток плавно изменялись вдоль венца. Для таких венцов существовала зависимость между распределениями частот и амплитуд и значе­ ние коэффициентов корреляции достигали 0,85. Хотя разброс частот лопаток венца и определяет разброс амплитуд колебаний,

однако величины этих разбросов существенно различны. Относи­ тельный размах амплитуд для испытанных венцов превосходил размах частот в 10 60 раз, а отношение ал/o'/ было равно 5 30.

Рис. 6.1. Различные собственные формы колебаний двух экземпляров рабочего колеса компрессора № 3

Итак, поставленные опыты показали, что даже на весьма близ­ ких по аэродинамическим параметрам режимах могут возбуж­ даться существенно различающиеся формы колебаний лопаточного венца. Это, в свою очередь, свидетельствует о значительном изме­

нении нестационарных аэродинамических сил (коэффициентов аэродинамического влияния) при малых отклонениях параметров потока в трансзвуковой области течения. Такое явление харак­ терно для режимов акустического резонанса! решетки и может служить косвенным подтверждением связи возбуждающихся коле­ баний с резонансными колебаниями газа в межлопаточных кана­ лах.

6.2. ИССЛЕДОВАНИЕ ВЫНУЖДЕННЫХ (РЕЗОНАНСНЫХ) КОЛЕБАНИЙ ЛОПАТОК ТУРБОМАШИН

Вынужденные (резонансные) колебания лопаток рабочего ко­ леса турбомашины возникают при его работе в неравномерном по окружности потоке. Поскольку, как уже отмечалось ранее, лю­ бой лопаточный венец является динамически неоднородным, воз­ никает вопрос о возможном влиянии этой неоднородности на мак­ симальный уровень напряжений при резонансных колебаниях ло­ паток. Известный из практики большой (до двух-трех раз) раз­ брос напряжений при резонансных колебаниях лопаток венца по­ казывает на важность этого фактора. Выявление методов умень­ шения этого разброса по-существу эквивалентно разработке спо­ соба снижения максимальных напряжений в венце, а значит, и увеличения его надежности.

Исследование подобного рода может быть убедительным лишь при достаточно большой статистике, чтобы парировать влияние таких неподдающихся контролю факторов, как неточности изме­ рения статической частоты лопаток, некоторое изменение частот лопаток при их установке в диске, различное ужесточение лопа­ ток в поле центробежных сил и пр. Трудоемкость подобной рабо­ ты столь велика, что ее проведение ранее было практически воз­ можным либо на упрощенных динамических моделях [84] либо теоретически [2, 9, 19, 77, 85, 97]. В частности, теоретически в ра­ боте [97] было показано, что разночастотность_ лопаток может в

особых случаях вызывать рост напряжений в Уг раз, где 2 — чис­ ло лопаток рабочего колеса.

Прибор ЭЛУРА дал возможность проведения систематических исследований влияния динамической неоднородности рабочего ко­ леса на уровень резонансных колебаний.

Исследования проводились в условиях медленно вращающей­ ся окружной неравномерности потока, что позволяет нарушить точную кратность частоты колебаний лопаток частоте вращения рабочего колеса и использовать прибор ЭЛУРА так же, как и при измерении некратных колебаний лопаток. Эта методика в отли­ чие от метода годографа позволяет получить сведения о мгновен­ ных (а не только о максимальных) значениях амплитуд и фаз од­ новременно всех лопаток венца, что существенно повышает досто­ верность измерений, и обеспечить минимально достижимый уро­ вень погрешностей при обработке экспериментальных данных.

Эксперименты проводились на модельной ступени осевого комп­ рессора (DK=320 мм) с осевым входом и осевым выходом потока (рис. 6.2). Ступень имела относительный диаметр втулки d = 0,4, число лопаток рабочего колеса z= 32 с удлинением h= 2,6 (см. ступень № 2 в табл. 5.1). Исследовались резонансные колебания рабочих лопаток по первой изгибной форме от второй гармоники (п = 2) общей неравномерности потока перед ступенью. Нерав-

Рис. 6.2. Схема проточной части исследуемого комп­ рессора:

/—затеняющий сетчатый сектор; 2—компрессор

номерность потока создавалась с помощью неоднородной сетки с углом раствора затеняющего сектора 130°, расположенной на рас­ стоянии двух калибров от рабочего колеса в удлиненном вход­ ном канале компрессора. Привод от электромотора позволял вра­ щать сектор с частотой 12 об/мин, что в рабочем диапазоне чис­ ло оборотов в минуту практически не превышало 0,15% частоты вращения колеса.

Исследуемый резонанс наблюдался в диапазоне окружных скоростей мл,,= 185 265 м/с, соответствовавших при разной ат­ мосферной температуре диапазону приведенных скоростей нПр = = 175 .275 м/с. Коэффициент скорости в относительном движе­

образом. На характерной окружной скорости аПр=200 м/с путем дросселирования ступени выходным дросселем устанавливался требуемый расход воздуха, соответствующий одному из значений коэффициента расхода ciri= 0,33 (режим 1); 0,39 (режим 2) и 0,45 (режим 3). Затем окружная скорость рабочего колеса компрес­ сора уменьшалась до значения ц=185 м/с, являющегося исход­ ным для прохода через резонанс, включался привод затеняющего сектора и путем постепенного увеличения числа оборотов комп­

рессора осуществлялся проход резонансной области. Через каждые 1—2 м/с производилась выдержка в 8—10 с и при постоянном числе оборотов показания прибора ЭЛУРА фиксировались на фо­

топленке. Типичные снимки с экрана прибора показаны на рис. 5. 12.

Как правило, в рабочем диапазоне чисел оборотов амплитуды вибраций регистрировались не менее, чем в 40 точках по оборо­ том, т. е. приблизительно через 2—2,5 Гц, причем вблизи резо-

Рис. 6.3. Статические собственные частоты лопа­ ток испытанных экземпляров рабочего колеса компрессора № 2

нансов вибрационные характеристики снимались более подробно (с меньшим шагом по оборотам). Некоторые резонансные харак­ теристики снимались с еще меньшим шагом по оборотам, прибли­ зительно через 1 Гц по частоте возбуждающей силы.

Сборка испытывавшихся рабочих колес производилась с уче­ том частот собственных колебаний лопаток. Статические собст­ венные частоты лопаток по первой изгибной форме определялись с помощью индукционного датчика и частотомера, причем лопат­ ки, имевшие замок типа ласточкин хвост были жестко зажаты в специальном приспособлении. В качестве контроля значения ста­ тических собственных частот лопаток определялись после испыта­ ний тем же способом непосредственно в собранном лопаточном венце.

Всего было испытано четыре экземпляра рабочего колеса, от­ личающихся уровнем разночастотности и размещением лопаток в диске (рис. 6.3, табл. 6.1). Рабочие колеса 1 и 2-й сборок разли-

Таблица 6.f

Основные интегральные характеристики разночастотности испытанных рабочих колес

чались только взаимным расположением лопаток в диске (ис­ пользовался один и тот же комплект лопаток). Рабочее колесо 3-й сборки отличалось от колеса 2-й сборки присутствием одной лопатки с резко «выпадающей» частотой. Общая разночастотность рабочих колес 1—3-й сборок заметно превосходит обычно встречающуюся в практике разночастотность выпускаемых по одному чертежу серийных лопаток турбомашин. Последнее рабо­ чее колесо 4-й сборки имело относительно небольшую разночас­ тотность, приближающуюся по уровню к разночастотности серий­ но выпускаемых рабочих колес обычной конструкции.

Местная разночастотность рабочих колес всех сборок доста­ точно велика, однако у колес 2—4-й сборок она приблизительно в 10 раз меньше, чем у колеса 1-й сборки. _

В табл. 6.1 использованы следующие обозначения: А/— отно­ сительный размах частот; и /(2/ — центрированные первый и второй коэффициенты автокорреляции квадратов частот. В каче­ стве характеристики местной разночастотности принята величина

резонансных кривых. При малых значениях амплитуд во избежа­ ние чрезмерного сгущения точек некоторые из них при построе­ нии опущены.

Вблизи резонансных частот экспериментальные резонансные кривые близки к теоретической зависимости для одномассового осциллятора. Заметные отличия от нее можно усмотреть только при большой расстройке, где менее жесткие лопатки имеют вто­ рой максимум. Величина этого максимума в выполненных опытах не превосходила 0,7 мм при уровне фона Лср = 0,2 мм. Наличие у лопаток с пониженной собственной частотой второго максимума.

вызванного их взаимодействием с соседними лопатками, находит­ ся в соответствии с результатами работы [77].

Построенные для всех 32 лопаток венца резонансные кривые

иявились исходным материалом для анализа экспериментов.

Собственные частоты лопаток. На рис. 6. 5 приведены основные

результаты экспериментов с рабочими колесами 1 и 2-й сборок.

А,мм

Рис. 6.4. Примеры резонансных кривых, получен­ ные в экспериментах

При определении резонансной частоты лопаток /р считалось, что она, совпадает с частотой внешней силы, при которой амплитуда колебаний данной лопатки достигает максимума.

Полученные в опытах на рабочем колесе 1-й сборки резонанс­ ные частоты лопаток /р использовались для определения значений

значениях частоты вращения £2=1450 1/с. Значения коэффициен­ та ужесточения для всех лопаток венца лежат в диапазоне В '= = 1,68 . 2,02, а в среднем В'=1,80. По приближенной теорети­ ческой формуле для <7=0,4 и а=45° получаем В'=1,77.

У менее жестких лопаток коэффициент ужесточения оказался приблизительно на 5% меньше, чем у более жестких, что вызвало увеличение абсолютного разброса динамических частот по срав­ нению со статическими: сг/д= 1,54-104, а а/ ст= 1,25-104. Относи­ тельный же разброс при этом с ростом средней частоты упал с

<Т/Ст=0,12 до а/д=0,08. Как и следовало ожидать [39], разброс

резонансных частот больше разброса динамических и статических

частот: сг/р= 2,85• 104; сг/р= 0,15.

Частотный анализ всех четырех лопаточных венцов не показал каких-либо заметных особенностей их динамики, вызванных вза-

Рис. 6.5. Максимальные амплитуды колебаний лопаток А* при прохождении через резонанс и значения характерных частот — статической / ст; динамиче­ ской / д и резонансной [],:

а—1-я сборка; б—2-я сборка; □ —с1а= 0,33; Л —0,39; О - 0.45

имодействием лопаток или нелинейными эффектами, в том числе и каких-либо особенностей на границах резкого изменения час­ тот собственных колебаний.

Распределение максимальных амплитуд по венцу. У колеса 1-й сборки распределение максимальных амплитуд подобно рас­ пределению частот, причем более высокий уровень колебаний ре­

ализовался на лопатках с повышенной частотой собственных ко­ лебаний. Это подтверждает данные работ [2, 77], где показано, что при возбуждении колебаний второй гармоникой неравномерности потока более высокие амплитуды при z>8 должны реализовать­ ся на лопатках с повышенной частотой собственных колебаний.

Количественно степень соответствия распределения статиче­ ских собственных частот /ст и максимальных амплитуд колебаний лопаток Лг* характеризуется центрированным коэффициентом взаимной корреляции /Сд/. Последний для комплекта в целом пре­ вышает 0,84. О достаточно высокой регулярности чередования по­ ниженных значений амплитуды говорят и значения коэффициен­ тов автокорреляции: К\а < —0,63 и /С2а>0,50.

Изменение взаимного расположения лопаток в диске (2-я сборка) резко изменило распределение максимальных амплитуд по лопаткам венца. Низкие значения коэффициентов взаимной корреляции К д /< 0,4 и автокорреляции K I A и К ъ а свидетельству­ ют об отсутствии заметного прямого соответствия амплитуд и ста­ тических частот лопаток. Не обнаружено также каких-либо раз­ личий в величинах максимальных амплитуд, осредненных по всем лопаткам.

Однако построение взаимной центрированной корреляционной функции показало, что в среднем распределение амплитуд также имеет волнообразный характер. Например, на режиме с cia= 0,39 максимальное значение коэффициента взаимной корреляции, рав­ ное 0,5, достигается при /= 7 , а минимальное — 0,46 при /=23. Группа лопаток, установленных в пазах № 3—18, имеет среднюю амплитуду 1,20 мм, а в остальной части диска — 0,98 мм. Други­ ми словами, повышенные в среднем амплитуды реализовались в группе лопаток, где при движении вдоль диска наблюдалось уве­ личение в среднем собственных частот, а пониженные, — где при движении вдоль диска частоты лопаток в среднем снижались Этот результат представляется естественным, поскольку, как бы­ ло показано в работе [2], направление передачи энергии колеба­ ний от лопатки к лопатке определяется одновременно двумя фак­ торами: значениями их собственных частот и последовательно­ стью расположения в диске.

Что касается большой нерегулярности распределения ампли­ туд в колесе 2-й сборки и ряда особенностей распределения амп­ литуд в колесе 1-й сборки, то это вполне можно объяснить влия­ нием малой нерегулярности динамических частот собственных колебаний лопаток. Высокая чувствительность распределения амплитуд к малым местным особенностям распределений частот ранее была предсказана в ряде теоретических работ.

Большое влияние соседних лопаток на уровень вибронапря­ женности данной лопатки подтверждается и сравнением лопаток, имеющих наивысшие амплитуды колебаний. Если у колеса 1-й сборки максимальные напряжения реализовались на лопатках

по венцу. Места минимальных амплитуд перешли с лопаток № 1,

ной ста, а, как это сделано в работе [77], характеризовать его ве­

личиной s = eA/zf, т. е. разбросом амплитуд на единицу разброса частот, то в эксперименте с 4-й сборкой разброс окажется в пять раз больше.

Что касается распределения амплитуд лопаток по диску, то в 4-й сборке, как и во 2-й, распределение амплитуд в среднем пов­ торяет распределение частот, хотя и с некоторым смещением по диску. Максимальные значения абсолютной величины коэффи­

оно не превышает двух раз, что меньше предсказываемой величи­ ны при упруго-инерционных связях между лопатками [19].

Полученные в описанном исследовании результаты согласуют­ ся с данными теоретических работ и свидетельствуют об относи­ тельно низком энергообмене лопаток исследованной ступени меж­ ду собой в процессе их колебаний. Более интенсивный энергообмен, возможный, например, в случае возникновения резонанса колебаний лопаток с колебаниями диска (точнее, при появлении собственных форм совместных колебаний лопаток с диском), дол­ жен привести к качественному изменению результатов, а именно, к появлению очень большого разброса напряжений по лопаткам и, что наиболее важно, к появлению лопаток с резко увеличенны­ ми напряжениями. Подобную возможность следует учитывать в практике турбомашиностроения.

1. Армстронг Е. К. Современные методы исследования вибраций лопаток. Пе­

3.Биргер И. А., Шорр Б. Ф., Шнейдерович Р. М. Расчет на прочность дета­ лей машин. (Справочное руководство). М., «Машиностроение», 1969, 616 с.

4.Бисплингхофф Р. Л., Эшли X., Халфмэн Р. Л. Аэроупругость. М., ИИЛ,

№13, с. 25—27.

6.Борисов Г. А., Локштанов Е. А., Ольштейн Л. Е. Вращающийся срыв в

осевом компрессоре— В кн.: Промышленная аэродинамика. М., Оборонгиз, 1962, вып. 24, с. 35—47.

7.Богомолов С. И. Совместные колебания рабочих лопаток и дисков турбо­ машин.— «Энергомашиностроение», 1965, № 2, с. 7—11.

8.Бусленко Н. П., Шрайдер Ю. А. Метод статистических испытаний (Монте-

вание влияния разночастотности лопаток на режимы самовозбуждения автоко­ лебаний.— В кн.: Лопаточные машины и струйные аппараты. М., «Машино­ строение», 1969, вып. 4, с. 128—145.

12.Вильнер П. Д. Виброскорость как критерий вибрационной напряженности упругих систем. — «Проблемы прочности». 1970, № 9, с. 42—45.

13.Горелов Д. Н., Курзин В. Б., Сарен В. Э. Аэродинамика решеток в неста­

ционарном потоке. Новосибирск, «Наука», 1971, 272 с.

14.Гринберг С. М. Расчет частот изгибио-крутильных колебаний лопаток компрессора. — В кн.: Расчеты на прочность. Машгиз, 1963, № 9, с. 339—361.

15.Дженкинс Г., Ватте Д. Спектральный анализ и его приложения. М., «Мир», 1972., т. I, 316 с., т. II, 2<87 с.

16.Джури Э. Импульсные системы автоматического регулирования. М., Физ­

матгиз, 1963, 455 с.

17.Дорошко С. М., Тойбер М. Л. Устройство для бесконтактного определения резонансных колебаний рабочих лопаток турбомашин. Авт. свид. N° 326473. Бюл­ летень «Открытия, изобретения, промышленные образцы, товарные знаки», 1972,

№4.

18.Дорошко С. М., Тойбер М. Л. Об исследовании колебаний рабочих лопа­ ток турбокомпрессоров бесконтактными методами. — В кн.: Вопросы динамики и прочности, Рига, «Зинатне», 1973, вып. 25, с. 199—208.

19.Дай Р. К., Генри Т. А. Амплитуды колебаний лопаток компрессора, свя­ занные с различиями их собственных частот. Перев. с англ. — «Энергетические машины и установки», 1969, № 3, с. 42—50.

20.Ершов В. Н. Неустойчивые режимы турбомашин. М., Машгиз, 1966, 180 с.

21.Заблоцкий И. Е., Брюзгина П. Я. Устройство для бесконтактного исследо­

вания колебательного движения лопаток колеса турбомашины. Авт. свид. № 224865. Бюллетень «Открытия, изобретения, промышленные образцы товарные знаки». 1968, № 26.

22. Заблоцкий И. Ем Заславский А. Г., Шипов Р. А. Экспериментальное оп­ ределение собственных форм колебаний лопаточных венцов при флаттере их ло­ паток.— В кн.: Лопаточные машины и струйные аппараты. М., «Машинострое­ ние», 1972, вып. 2, с. 122—130.

23.Заблоцкий И. Е., Жижова А. С. Емкостной генератор импульсов. — «При­ боры и системы управления», 1969, № 7, с. 25—27.

24.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А. Дискретно-фазовый метод бесконтакт­

ного измерения вибраций лопаток турбомашииы. — «Энергомашиностроение», 1970, № 1, с. 11 —14.

25. Заблоцкий И. Ем Коростелев Ю. А. Измерение резонансных колебаний ло­ паток турбомашии прибором ЭЛУРА. — «Энергомашиностроение», 1970, № 2,

с.36—39.

26.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А. Устройство для бесконтактного иссле­

дования колебаний лопаток. Авт. свид. № 288365. Бюллетень «Открытия, изобре­ тения, промышленные образцы, товарные знаки». 1970, № 36.

27.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А. Индикатор поломки лопаток турбома­ шииы.— «Энергомашиностроение», 1971, № 7, с. 36.

28.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А. Способ определения параметров резо­ нансных колебаний лопаток ротора турбомашины. Авт. свид. № 446768. Бюлле­

тень «Открытия, изобретения, промышленные образцы, товарные знаки», 1974,

№38.

29.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Лебедев А. В. и др. Сигнализатор

колебаний лопаток колеса турбомашины. Авт. свид. № 236825. Бюллетень «Отк­ рытия, изобретения, промышленные образцы, товарные знаки», 1969, № 7.

30. Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Лебедев А. В. и др. Сигнализатор ко­ лебаний лопаток турбомашин ЦИКЛ. — «Энергомашиностроение», 1972, № 1,

с.28—29.

31.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Лебедев А. В. и др. Устройство для

измерения вибраций лопаток турбомашины. Авт. свид. N° 391410. Бюллетень «Открытия, изобретения, промышленные образцы, товарные знаки», 1973, N° 31.

32.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Малышев В. С. Отметчик момента времени прохождения элемента ротора турбомашины мимо фиксированной точки статора. Авт. свид. № 414495. Бюллетень «Открытия, изобретения, промышлен­ ные образцы, товарные знаки». 1974, N° 45.

33.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Малышев В. С. Детектор амплитуд

колебаний лопаток турбомашины. Авт. свид. N° 461313. Бюллетень «Открытия, изобретения, промышленные образцы, товарные знаки», 1975, N° 7.

34. Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Свиблов Л. Б. Устройство для бес­ контактного исследования колебательного движения лопаток колеса турбомаши­ ны. Авт. свид. N° 160886. Бюллетень «Открытия, изобретения, промышленные образцы, товарные знаки», 1964. N° 5.

35.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Свиблов Л. Б. Способ измерения амп­ литуды вибраций лопаток турбомашины неподвижными датчиками. Авт. свид. N° 236826. Бюллетень «Открытия, изобретения, промышленные образцы, товарные знаки», 1969, N° 7.

36.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Свиблов Л. Б. Электронно-лучевое

устройство для измерения вибраций лопаток рабочего колеса турбомашины ЭЛУРА. Авт. свид. N° 236827. Бюллетень «Открытия, изобретения, промышлен­ ные образцы, товарные знаки», 1969, № 7.

37. Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Свиблов Л. Б. Бесконтактное измере­ ние колебаний рабочих лопаток турбомашин. — В кн.: Лопаточные машины и струйные аппараты. М., «Машиностроение», 1972, вып. 6, с. 106—121.

38.Заблоцкий И. Е., Трынин В. В. Измеритель амплитуды колебания. Авт. свид. № 263313. Бюллетень «Открытия, изобретения, промышленные образцы, то­ варные знаки», 1970, № 7.

39.Заблоцкий И. Е., Шипов Р. А. Экспериментальное исследование резонанс­

ных колебаний лопаток разночастотного рабочего колеса осевого компрессора. — В кн.: Лопаточные машины и струйные аппараты. М., «Машиностроение», 1972, вып. 6, с. 131—150.

40. Заславский А. Г., Шипов Р. А. Возбуждение флаттера лопаток осевого компрессора по различным собственным формам колебаний лопаточного венца. — В кн.: Лопаточные машины и струйные аппараты. М., «Машиностроение», 1969, вып. 4, с. 183—190.

41.Заславский А. Г., Шипов Р. А. Исследование флаттера лопаток осевых компрессоров дискретно-фазовым методом (прибор ЭЛУРА). — «Энергомашино­ строение», 1970, N° 2, с. 21—23.

42.Карта Ф. А. Флаттерная неустойчивость системы лопатка—диск—бандаж

вроторах турбореактивных двигателей. Перев. с англ. — «Энергетические маши­ ны и установки», 1967, N° 3, с. 129—139.

43.Кулагина В. А. Экспериментальное исследование влияния характеристик осевого компрессора и граничных условий на резонансные колебания лопаток. — «Проблемы прочности», 1974, N° 10, с. 67—71.

44.Курзин В. Б. О затухающих собственных колебаниях газа, обтекающего решетку пластин. — «Известия АН СССР, МЖГ», 1970, N° 5, с. 84—88.

45.Курзин В. Б. Об акустическом резонансе при колебаниях решетки плас­

тин в дозвуковом потоке газа — «Известия АН СССР, МЖГ», 1972, N° 5, с. 139—144.

46.Курзин В. Б. Об акустическом резонансе в турбомашинах. — «Проблемы прочности», 1974, N° 1, с. 27—29.

47.Левин Б. Р. Теоретические основы статистической радиотехники. М., «Со­ ветское радио», 1966, т. I, 728 с., 1968, т. II, 503 с.

48.Локштанов Е. А. К вопросу о формировании автоколебаний лопаточных

венцов. — «Проблемы прочности», 1974, N° 3, с. 88—93.

49. Малышев В. С., Коростелев Ю. А., Левицкий Ю. Н. Устройство для бес­ контактного измерения вибраций лопаток турбомашнны. Авт. свид. № 463872. Бюллетень «Открытия, изобретения, промышленные образцы, товарные знаки», 1975, N° 10.

50. Михара Сихё. Способ-измерения вибрации деталей на подвижном объек­ те. Патент Японии № 17558, 1964.

51. Молчанов Е. И., Первушин С. М. Исследование вибрации лопаток послед­ них ступеней крупных паровых турбин. — «Проблемы прочности», 1974, N° 10,

с.83—85.

52.Набатова Н. А. Шипов Р. А. О влиянии взаимного расположения лопаток

в диске на уровень их резонансных колебании. — «Проблемы прочности», 1974; N° 8, с. 110—116.

53. Набатова Н. А., Шипов Р. А. Экспериментальное исследование влияния частотной' неоднородности рабочего колеса на уровень резонансных колебаний ло­ паток. — «Энергомашиностроение», 1975, № 6, с. 22—25.

54. Никитенко В. И. О точности временного определения пологих сигналов. — «Радиотехника и электроника», 1958, т. 3, вып. 10, с. 1280—1286.

55. Ольштейн Л. Е., Трахтенбройт М. А., Шипов Р. А. Акустический резонанс и его влияние на критические параметры флаттера решеток профилей. — В кн.: Лопаточные машины и струйные аппараты. М., «Машиностроение», 1969, цып, 4,

с.85—108.

56.Ольштейн Л. Е., Шипов Р. А. О влиянии аэродинамической связности иа

срывной флаттер решеток профилей— В кн.: Промышленная аэродинамика. М., Оборон’гиз, 1962, вып. 24, с. 48—62.

57. Падлей 3. С., Тойбер М. Л., Москвин В. В. Система для бесконтактного определения амплитуды колебаний лопаток турбомашины. Авт. свид. № 457000. Бюллетень «Открытия, изобретения, промышленные образцы, товарные знаки», 1975, N° 2.

№1417215, 1965.

И Б № 1154

Игорь Евгеньевич Заблоцкий, JOpuu Александрович Коростелев, Роллан Алексеевич Шипов

Б Е С К О Н Т А К Т Н Ы Е И З М Е Р Е Н И Я К О Л Е Б А Н И И Л О П А Т О К Т У Р Б О М А Ш И Н