Метрология / Том 2. Основы конструирования авиационных двигателей и энергетических установок / 5-2-Metodologija_sozdanija_kompressorov

Рисунок 5.14 – Распределение скоростей потока по тракту компрессора (трехмерный расчет)

5.2.2.5 - Профилирование лопаточ- ных венцов компрессора

Задача профилирования лопаточных венцов выполняется на втором и третьем этапе проектирования компрессора, когда выполняется расчет параметров в меридиональных сечениях. Расчет профилей выполняется по тем же формулам, что и расчет одномерной модели на первом этапе. По результатам расчета определяются:

-углы атаки и отставания потока;

-профили лопаток в конических сечениях;

-профили лопаток в плоских сечениях. Определение координат профилей в плоских

сечениях лопаток, осуществляется пересчетом профилей конических сечений.

Совокупность координат всех плоских сечений представляет собой математическую модель поверхности пера лопатки. В таком виде модель может быть использована для изготовления лопатки на станках с числовым программным управлением.

5.2.2.6 – Обеспечение аэродинами- ческой устойчивости

Еще одной задачей второго и третьего этапа аэродинамического проектирования компрессора является обеспечение его аэродинамической устой- чивости.

Работа осевого компрессора согласована с работой последующих узлов таким образом, что его параметры, в зависимости от частоты вращения ротора, изменяются по определенному закону, соответствующему линии, которую принято называть линией рабочих режимов (ЛРР).

Ступени компрессора проектируются и согласовываются между собой так, что на ЛРР компрессор работает близко к своему оптимуму в некоторой ограниченной области, называемой зоной расчетных режимов.

Работа компрессора на нерасчетном режиме может привести к его неустойчивой работе и возникновению помпажа. Помпаж – газодинамически неустойчивый автоколебательный режим работы компрессора и его сети, характеризующийся сильными низкочастотными колебаниями параметров:

-давления;

-температуры;

-расхода воздуха.

Характер протекания помпажа в значительной степени зависит от следующих факторов:

-тип компрессора;

-геометрические и аэродинамические характеристики компрессора;

-объем камеры сгорания;

-площадь соплового аппарата турбины. Помпаж сопровождается срывами потока зна-

чительной интенсивности в ступенях компрессора

èпериодическими выбросами сжатого в компрессоре воздуха во всасывающую систему. Встречные ударные волны и низкочастотные колебания давления могут вызвать повреждения компрессора.

Нерасчетный режим появляется из-за рассогласования в работе его первых и последних ступеней. Рассогласование может быть вызвано следующими причинами:

-отклонениями частоты вращения ротора от расчетного значения;

-изменениями температуры воздуха на входе в компрессор.

При отклонении частоты вращения ротора от расчетного значения нарушается работа крайних ступеней, когда уменьшение частоты вращения вызывает срыв потока в первых ступенях, а увели- чение - в последних.

При уменьшении частоты вращения ротора компрессора осевые составляющие скорости на первых ступенях уменьшаются сильнее, чем на последних. Так как окружные скорости на первых

èпоследних ступенях изменяются одинаково, углы атаки на первых ступенях увеличиваются, а на последних уменьшаются. В этом случае углы атаки на первых ступенях достигают критических значений

раньше, чем на последних, что обусловливает срыв потока на первых ступенях. Вследствие этого срывы на последних ступенях отсутствуют. Однако при очень больших отрицательных углах атаки на последних ступенях может наступить так называемый «турбинный» режим, при котором воздух в этих ступенях не сжимается, а расширяется. При таком режиме работы последних ступеней падает к.п.д. и напор компрессора.

Если частоты вращения ротора компрессора увеличиваются по сравнению с расчетным значе- нием, то осевая составляющая скорости на последних ступенях будет уменьшаться вследствие увеличения плотности воздуха из-за роста степени сжатия. При этом уменьшение скорости происходит таким образом, что углы атаки лопаток на последних ступенях увеличиваются значительно быстрее, чем на первых. Таким образом, срывы потока, вызывающие помпаж, будут возникать, прежде всего, на последних ступенях.

Изменение температуры воздуха на входе в - компрессор также может вызвать рассогласование, вследствие того, что увеличение температуры воздуха при постоянной частоте вращения вызывает уменьшение осевой составляющей скорости на ступенях компрессора, тем самым увеличивая углы

атаки. На последних ступенях углы атаки увели- чиваются быстрее, в результате чего на этих ступенях критические углы атаки достигаются раньше, чем на первых. При достижении критических углов атаки образуются срывные зоны, которые, постепенно увеличиваясь в размерах, охватывают все большее число ступеней до тех пор, пока не наступит неустойчивый режим работы всего компрессора.

Треугольники скоростей позволяют выяснить физическую сущность возникновения помпажа компрессора и применяемых мер борьбы с ним. На Рис. 5.15 представлена картина обтекания лопаток на трех режимах работы компрессора.

Если компрессор работает на расчетном режиме, то направление движения воздушного потока на входе в РК примерно параллельно касательной к средней линии профиля на передних кромках лопаток (см. Рис. 5.15, à).

Уменьшение расхода воздуха по сравнению с расчетным (уменьшение осевой составляющей абсолютной скорости - Ñà) приводит к увеличению углов атаки на лопатках (Рис. 5.15, á). При больших положительных углах атаки, превышающих критические, возникает срыв потока, сопровождающийся образованием вихревых зон с выпуклой

поверхности профилей. Области этих зон нарастают и проникают внутрь компрессора, заполняя его проточную часть. Происходит периодически повторяющаяся «закупорка» проточной части компрессора вихревыми областями. Через эти области воздух из-за компрессора периодически прорывается обратно, в сторону входа. Как следствие возникают автоколебания потока, приводящие к неустой- чивой работе, т.е. к помпажу компрессора.

Увеличение расхода воздуха через ступень (увеличение осевой составляющей абсолютной скорости - Ñà) вызывает уменьшение углов атаки на лопатках (см. Рис. 5.15, â), при этом угол атаки i становится меньше нуля. Поток воздуха ударяется в выпуклую часть лопатки, а на ее вогнутой части возникают вихри. В связи с тем, что поток воздуха под действием сил инерции прижимается к вогнутым сторонам лопаток, образовавшиеся вихри не могут распространиться по всему колесу и носят местный характер, не нарушая устойчивой работы компрессора.

Обеспечение аэродинамической устойчивости осуществляется регулированием компрессора:

-поворотом одного или нескольких венцов НА, что позволяет сохранить оптимальные углы атаки на рабочих колесах;

-перепуском воздуха из-за отдельных ступе-

ней компрессора, что приводит к увеличению расхода воздуха через предыдущие ступени и, как следствие, к более оптимальным углам атаки на рабочие колеса.

Подробней о способах регулирования компрессора рассказано в разделе 5.7.

5.2.2.7 – Интеграция ГТД с воздухозаборником самол¸та

Входные устройства СУ (см. Рис. 5.16) располагаются перед входом в компрессор и предназна- чаются для организации равномерной подачи воздушного потока на вход в двигатель с сохранением высокой эффективности сжатия во всем диапазоне рабочих режимов компрессора.

Входное устройство авиационного двигателя называют воздухозаборником. В воздухозаборнике располагают коллекторы противообледенительной системы (см. Рис. 5.68), а внутренние обводы выполнены с панелями шумоглушения. Воздухозаборник выполняет, помимо прочего, функцию преобразования кинетической энергии набегающего потока в потенциальную.

Для нормальной работы двигателя необходимо обеспечить заданное значение скорости потока на входе в компрессор, в том числе и при постоян-

но меняющихся условиях окружающей среды. Изменение условий работы входного устройства, условия размещения его и двигателя на самолете (например, наличие обводных и криволинейных каналов) создают неравномерность поля скоростей перед компрессором.

Устойчивая работа компрессора возможна лишь при определенном значении степени неравномерности и пульсации параметров во входном устройстве.Наличие пульсаций отрицательно сказывается на работе входного устройства, что может приводить к неустойчивой работе компрессора.

Пульсация характеризуется:

-частотой;

-амплитудой.

Источниками пульсаций являются:

-неравномерность поля параметров;

-неустойчивость пограничного слоя;

-конструктивные и технологические выступы в проточной части входного устройства.

Таким образом, входное устройство должно быть спроектировано так, чтобы уровень неравномерности поля скоростей и пульсационные характеристики потока в его выходном сечении не приводили к неустойчивой работе двигателя.

Для ГТД с большой степенью двухконтурности (m ≥ 4) помимо требований, изложенных выше,

êвоздухозаборникам предъявляются специфические требования. Воздухозаборники таких силовых установок относительно короткие (l/d < 1), что обуславливает их высокую чувствительность:

-к порывам ветра;

-косому обдуву при работе на месте;

-к минимальным скоростям полета.

Для снижения чувствительности компрессора с «коротким» воздухозаборником к этим факторам вводят дополнительные эксплуатационные ограничения:

-по направлению и скорости ветра;

-введением взлета самолета с «роллинг-старта»;

-применением наземного устройства под воздухозаборником, исключающим возникновение вихревого шнура.

5.2.3 – Тепловое состояние компрессора

При создании нового двигателя особое внимание уделяется обеспечению требуемого ресурса и надежности деталей и узлов компрессора. Тепловое состояние деталей компрессора существенно влияет на их напряженно-деформированное состояние (НДС) и, соответственно, на ресурс

и надежность узлов. В зависимости от распределения температуры в неравномерно нагретых деталях могут возникать напряжения:

-растяжения;

-сжатия.

Оценив величину напряжений в деталях, выбирают конструкцию, которая позволит обеспе- чить назначенный ресурс. В связи с этим, получе- ние достоверного теплового состояния по циклу работы ГТД является важнейшей задачей.

5.2.3.1 – Расчет теплового состояния деталей компрессора

На Рис. 5.17 представлено расчетное тепловое состояние корпусов компрессора на одном из режимов работы двигателя. Расчет выполнен в осесимметричной постановке. Для определения изменения теплового состояния в процессе работы двигателя необходимо решить нестационарное уравнение теплопроводности:

(λ Т)=γ dTτ , d

Рисунок 5.17 – Расчетное тепловое состояние корпусов компрессора на одном из режимов работы двигателя

ãäå Ò - искомая температура детали;

λ, γ - теплопроводность, теплоемкость детали;

τ- время.

Подробно вывод данного уравнения, а так же методы его решения изложены в учебных пособиях по основам теплопередачи, см. например [5.1]. Поэтому здесь это не рассматривается. Отметим только, что для решения уравнения необходимо задать начальные (тепловое состояние детали в - начальный момент времени) и граничные условия на поверхностях, ограничивающих рассматриваемую деталь. В [5.1] приведена следующая классификация граничных условий, которые могут применяться для решения уравнения нестационарной теплопроводности:

-граничные условия первого рода - на поверхностях, ограничивающих деталь, задаются значе- ния температур, которые могут зависеть от координат точек границы и времени;

-граничные условия второго рода - на гранич- ных поверхностях рассматриваемой детали, задается плотность теплового потока (производная от температуры по нормали к поверхности). Плотность теплового потока так же задается в виде функции, зависящей от времени и координат точек границы;

-граничные условия третьего рода - тепловой поток задается пропорционально разности температур на границе детали и окружающей среды:

в этом условии должен быть задан коэффициент теплоотдачи a и температура окружающей среды Òf; - граничные условия четвертого рода (условия сопряжения)- одновременно задается равенство

температур и тепловых потоков на границе разделения двух соседних деталей компрессора:

Ò1 ã ð =Ò2 ã ð

−λ1 ∂∂Tn1 ã ð = −λ2 ∂∂Òn2 ã ð

Эти условия допускают различные модификации. Так, например, если контакт между соседними деталями не идеален, то существует скачок температуры на границе раздела деталей, т.е.

Ò1 ã ð = kÒ2 ã ð

Необходимо отметить, что граничные условия второго рода, в силу проблематичности получения точного значения величины плотности теплового потока, редко используются при определении теплового состояния деталей компрессора.

Могут существовать и другие важные гранич- ные условия, не рассмотренные выше. Например, при теплообмене излучением тепловой поток оказывается пропорциональным разности четвертых степеней температур источника и приемника теплоты. Однако данные граничные условия крайне редко используются при определении теплового состояния деталей компрессора, поэтому здесь не рассматриваются.

В основном, при решении уравнения теплопроводности применительно к деталям компрессора используют граничные условия третьего рода. В этом случае при определении коэффициента теплоотда- чи α используют полуэмпирические зависимости. В большинстве случаев применяют безразмерный комплекс, который называют числом Нуссельта:

Nu = α l / λ

ãäå α , λ - коэффициенты теплоотдачи, теплопроводности,

l - характерный размер.

Коэффициент теплопроводности λ относится к физическим свойствам материала. Коэффициент теплоотдачи a зависит от вида и свойств движения окружающей среды.

Разделяют два вида движения окружающей среды, влияющих на величину α :

-свободное движение, когда течение окружающей среды возникает в поле массовых сил при наличии градиентов температуры;

-вынужденное движение, когда течение окружающей среды вызвано внешними причинами.

Обобщенная зависимость для определения

коэффициента теплоотдачи α имеет вид: - для чисто вынужденного движения

Nu = f1(Re,Pr),

- для свободного движения

Nu = f2(Gr,Pr),

ãäå Re, Pr, Gr - числа Рейнольдса, Прандля и Грасгофа.

Удобной и сравнительной простой зависимостью для обобщения экспериментальных данных является следующее уравнение для вынужденного течения (Nu = ÑRemPrn) или свободного (Nu = Ñ (Gr Pr)n), ãäå Ñ, m, n - константы, которые определяются экспериментальным путем. Нахождению формул по определению числа Нуссельта для отдельных видов и классов течений окружающей среды посвящено множество работ. Так, в [5.2], [5.3] представлены формулы, которые можно использовать при определении теплового состояния деталей компрессора.

В настоящее время появляются программные продукты, в которых не требуется задавать коэффициент теплоотдачи между деталью компрессора и окружающей средой. Данный коэффициент вычисляется при совместном решении уравнения теплопроводности, определяющего тепловое состояние детали, и уравнений Навье-Стокса, описывающих течение вязкого сжимаемого газа вокруг рассматриваемой конструкции с учетом теплообмена между газом и деталями компрессора. С развитием вычислительной техники данный способ получения совместного решения теплового состояния детали и течения среды, омывающей деталь, приобретает все более широкое распространение.

С целью быстрого получения теплового состояния при определении параметров, необходимых для задания граничных условий делают различные допущения. Так течение в деталях компрессора разбивают на два вида:

-основное течение газа в проточной части компрессора;

-вторичные (все остальные).

Зачастую, необходимые для задания гранич- ных условий в основном потоке данные получают из решения уравнений, описывающих процессы в лопаточных машинах. При этом часто вводят дополнительные допущения:

-решается уравнение течения идеального газа

ñпринятыми моделями потерь;

-при больших расходах газа по проточной части пренебрегают теплообменом от деталей компрессора в проточную часть.

При определении потоков газа во вторичных течениях обычно переходят к одномерным моделям, а при условии небольших скоростей потока полагают, что окружающая среда несжимаема. Необходимо отметить, что в данных потоках условие теплообмена между деталями и окружающей средой существенно. Поэтому данный теплообмен необходимо учитывать при определении параметров вторичных течений.

5.2.4 – Выбор радиальных и осевых зазоров

В любой конструкции, имеющей движущиеся части, между подвижными и неподвижными деталями необходим зазор для обеспечения необходимой свободы перемещения.

Компрессор ГТД состоит из двух основных частей:

-статора (неподвижного корпуса);

-ротора (вращающейся части).

Применяя цилиндрическую систему координат к двигателю (осевая координата совпадает с осью двигателя), разделим зазоры в компрессоре на два вида (см. Рис. 5.18).

Рисунок 5.18 – Зазоры в компрессоре

-осевые зазоры (между двумя соседними лопаточными венцами);

-радиальные зазоры (между рабочими лопатками и корпусом, между лопатками НА и ротором).

При рассмотрении осевых зазоров учитывается осевое смещение статора относительно ротора, а радиальных зазоров – радиальное смещение. При рассмотрении зазоров, образованных коническими поверхностями (на поверхностях меняется как осевая, так и радиальная координата), необходимо учитывать как осевое, так и радиальное смещение статора относительно ротора. Обычно в зависимости от вида таких зазоров, их так же называют осевыми или радиальными.

Ротор и статор компрессора являются сложными конструкциями, состоящими из большого коли- чества деталей с различными характеристиками:

-массы;

-геометрии;

-материала.

Детали ротора и статора работают в различ- ных условиях:

-имеют различное тепловое состояние;

-испытывают различные нагрузки.

Все это приводит к изменению зазоров между ротором и статором во время работы двигателя. Для предотвращения задевания деталей ротора о детали статора во всем диапазоне режимов работы компрессора и исключения возможности заклинивания ротора до и после останова двигателя зазоры выбираются с учетом вышесказанного.

Для лучшего понимания процесса изменения радиальных зазоров в компрессоре рассмотрим, как ведут себя ротор и статор при запуске и остановке наземного ГТД.

При запуске двигателя растет температура

âпроточной части компрессора и изменяется тепловое состояние деталей. Заметим, что для обеспе- чения требуемого ресурса детали ротора конструируют более массивными, т.е. они обладают большей тепловой инертностью, чем статорные детали. Изза меньшей тепловой инертности деталей корпуса радиальный зазор увеличивается относительно монтажного, существующего на холодном двигателе. В процессе работы зазор перестает увеличиваться и начинает уменьшаться по мере прогрева ротора. Стабилизация зазоров наступает, когда тепловое состояние узлов компрессора становится неизменным на установившемся режиме. Помимо теплового расширения деталей ротора и статора существует вытяжка ротора от центробежных сил, которая тоже влияет на изменение радиальных зазоров, но

âзначительно меньшей степени, поэтому в данном примере мы ее не рассматриваем. При остановке

двигателя корпус компрессора остывает быстрее, чем ротор, поэтому радиальный зазор уменьшается и становится меньше монтажного. Скорость изменения зазоров пропорциональна времени, за которое происходит полный останов двигателя. При резком снижении режима двигателя радиальные зазоры продолжают уменьшаться после остановки двигателя. При неправильно выбранных монтажных зазорах в таких случаях может произойти заклинивание ротора.

При выборе величины монтажных зазоров необходимо учитывать их влияние на эффективность работы компрессора. Зазоры в значительной степени влияют на аэродинамику. Течение газа как в осевом, так и в радиальном зазоре имеет сложную трехмерную структуру. В зависимости от величины зазора меняется характер течения и, как следствие, изменяется эффективность работы компрессора. Существует оптимальная величина осевого и радиального зазоров, при которой достигается максимальная эффективность компрессора. Но даже при оптимальных зазорах всегда существуют «паразитные течения», но их вредное влияние на параметры компрессора должно быть минимизировано.

Отрицательное влияние на эффективность компрессора оказывают:

-неравномерность потока в следе за лопатками при минимальном осевом зазоре между лопатками статора и ротора;

-потери на трение при большом осевом зазоре между лопатками статора и ротора;

-расположение скачков уплотнения при взаимодействии ротора и статора в случае неоптимального осевого зазора между лопатками статора и ротора;

-перетекание газа из области повышенного давления (за лопаткой) в область пониженного (перед лопаткой) при большом радиальном зазоре (см. Рис. 5.19), при этом с уменьшением высоты лопатки усиливается влияние обратных потоков на эффективность компрессора;

образование вихревых зон на торцах лопаток из-за отсутствия сдува вихря при перетекании,

àтак же работа части пера лопатки в пристеноч- ной области при небольшой (близкой к нулю) величине радиального зазора.

Из представленного следует, что выбор оптимальных осевых и радиальных зазоров - это компромисс между эффективностью компрессора и бездефектной работой его узлов.

Оптимальная величина радиального и осевого зазора зависит от распределения как геометри- ческих, так и газодинамических параметров в ступени. Для ее определения, на основных режимах работы компрессора при различных значениях ве-

личин зазоров проводят расчеты течения вязкого газа в трехмерной постановке с учетом взаимодействия статора и ротора. На основании выполненных расчетов выбирают оптимальное значение осевого и радиального зазоров при работе компрессора.

Как уже говорилось ранее, в процессе работы двигателя происходит изменение зазоров в компрессоре. На Рис. 5.20 представлено изменение радиального зазора в РК 11 ступени КВД по полетному циклу работы двигателя ПС-90А. В общем случае величина зазора при работе компрессора определяется по формуле:

Z = ZÌ + δ ZC - δ ZP

ãäå Z – величина зазора в рассматриваемый момент работы компрессора;

ZÌ – величина монтажного зазора;

δ ZC – изменение положения детали статора при работе компрессора в осевом направлении (при определении осевого зазора);

δ ZP – изменение положения детали ротора при работе компрессора в радиальном направлении (при определении радиального зазора) .

Из представленной формулы следует, что при работе компрессора на основных режимах полу- чить величину зазора близкую к оптимальной можно двумя способами:

-первый способ получил название пассивного регулирования зазоров. Он заключается в том,

чтобы величина монтажного зазора ZÌ была близка к оптимальному значению, а изменение смеще-

ния статора относительно ротора (δ ZC - δ ZP) на всех режимах работы компрессора не происходило.

-второй способ получил название активного регулирования зазоров. Он заключается в том, чтобы на заданных режимах работы компрессора

обеспечить дополнительное изменение δ ZC èëè δ ZP с целью приблизить величину суммарного зазора к оптимальному значению.

При пассивном регулировании зазоров особое внимание уделяется подбору материалов, выбору геометрии деталей ротора и статора, введению дополнительных конструктивных элементов (теплоизоляционные экраны, воздушные прослойки и т.д.), позволяющих выровнять тепловую инерционность (время прогрева) деталей ротора и статора.

При активном регулировании зазоров создается специальная система, которая на заданных режимах работы двигателя воздействует на детали ротора или статора. Так как, в основном, детали

Рисунок 5.21 – Корпус компрессора дв. ПС-90А с каналами для активного регулирования радиальных зазоров

1 - корпус обдува; 2 – кожух; 3 - отверстия обдува; 4 - корпус компрессора; 5 - отверстия для сброса воздуха в наружный контур

ставленной на Рис. 5.21, только в ней не будет кожуха 2 и выпускных отверстий 5.

Преимущество этого способа в том, что воздух, заполняющий полость над корпусом, остается в системе, а не сбрасывается в наружный колнтур, как в случае с дополнительным охлаждением корпусом. С другой стороны, эффективность способа гораздо ниже. Для увеличения эффективности, необходимо уменьшать жесткость корпуса, например, делать его более тонким, что может привести к уменьшению ресурса. Однако такой способ регулирования зазоров может получить развитие в случае создания новых жаропрочных материалов с небольшой жесткостью и высокими прочностными характеристиками.

Таким образом, выбор зазоров в компрессорах осуществляется в два этапа:

- на первом этапе, на стадии выполнения проектировочных газодинамических расчетов определяются «оптимальные» величины зазоров. В дальнейшем, при доводке двигателя, размеры зазоров могут быть уточнены;

- на втором этапе монтажные зазоры, конструкция и геометрия деталей компрессора определяются таким образом, чтобы при работе на основных режимах работы величина зазора была близка к оптимальной и при этом не допускала задеваний во всем диапазоне работы компрессора. Последнее требование подразумевает, что минимальная величина зазора должна превышать величину, определяемую действием всевозможных факторов, способных ее изменить (допуск на изготовление и сборку; люфт подшипников; нагрузки от воздействия на двигатель со стороны самолета, и т.д.). При этом минимальная величина зазора определяется с учетом всех возможных циклов работы двигателя.

На изготовление и сборку деталей существуют допуски, из-за которых величина зазора в компрессоре непостоянна в окружном направлении. Кроме этого, при работе компрессора из-за неравномерности прикладываемых нагрузок происходит дополнительная овализация деталей и смещение осей деталей ротора и статора. Для уменьшения изменения радиального зазора в окружном направлении на корпусах над рабочими лопатками наносится легковырабатываемое покрытие. Кроме этого, для улучшения приработки по торцам лопаток профиль пера на торцах утончают.

Заключение о правильности назначенных зазоров делают по результатам осмотра газовоздушного тракта компрессора после проведения испытаний, а так же измерением радиальных и осевых зазоров при работе компрессора.

5.3 – Конструктивные и силовые схемы осевых компрессоров

Осевые компрессоры делятся на три группы: одно-, двухили трехкаскадные.

В однокаскадных компрессорах (см. Рис. 5.22) ротор 1 расположен на двух опорах – с роликовым подшипником, воспринимающим радиальные нагрузки, и радиально-упорным шариковым подшипником, фиксирующим положение ротора относительно статора 2. При этом передача усилий от передней опоры происходит через радиальные стойки 3 входного корпуса, а от задней – по корпусу КС через спрямляющий аппарат 4 последней ступени компрессора или стойки КС.

При сравнительной простоте конструкции однокаскадные компрессоры с большой степенью сжатия, имеющие, соответственно, большое число ступеней, для обеспечения газодинамической устойчивости на всех режимах работы двигателя требуют сложных систем регулирования. Например,