книги / Теория и расчет авиационных лопаточных машин
..pdfОсевая компонента абсолютной скорости c Ul определяет |
объем |
ный расход рабочего тела через единицу проходного сечения. |
Вели |
чина с 1а изменяется в широких пределах: в первых ступенях 200—■ 230 м/с, в последних 80—100 м/с. Наряду с размерной величиной осевой компоненты скорости часто употребляется безразмерная ве личина са = CJ UKI, называемая коэффициентом расхода. Величина са непосредственно связана с элементами треугольника скоростей (см. рис. 6.1): са = l/(ctg + c tg a 1). ,
Различают дозвуковые, трансзвуковые и сверхзвуковые ступени компрессора. Поскольку в ступени компрессора осуществляется торможение потока, наибольшие скорости возникают во входных сечениях РК wi и НА с2. Поэтому в качестве характерных параметров ступени выбирают МШ1 — w\/a\ (или k Wl) и МС2 (или с2/ а 2). Дозву ковыми называются ступени, у которых по всей высоте лопатки на
расчетном режиме |
MWl < 1; MCs < 1, сверхзвуковыми, у которых |
МWl > 1 или МС2> |
1, трансзвуковыми, у которых величины MWi |
и МС2 изменяются по высоте лопатки от дозвуковых до сверхзвуко вых значений.
Важнейшим параметром ступени, определяющим ее степень нагруженности, является коэффициент напора. Различают следующие коэффициенты:
Hz — |
= ^к. ст/^кг > |
(6.1) |
который называется коэффициентом затраченного |
напора (Hz — |
|
— LK.ст — затраченная работа); |
(6.2) |
|
|
Вт= Нт/и2ки |
который называется коэффициентом теоретического напора. Вели
чина Нт определяется |
по расчетным треугольникам |
скоростей; |
Г |
(или H s)= H sfulit |
(6.3) |
который называется коэффициентом изоэнтропического напора. Ве личина Hs показана на i—5-диаграмме (см. рис. 6.2). Очевидно,
что Hs = Н2ц*к.
Как мы увидим ниже, величина коэффициента напора ограничена и ее выбирают не выше определенной величины. Формулы (6.1)—(6.3) показывают, что в этом случае затраченная работа или напор про порциональны квадрату окружной скорости.
Рассмотрим более подробно, от каких параметров зависит ве
личина коэффициента |
теоретического |
напора. |
что с2и |
= |
||||
Определяя # т |
по формуле |
Эйлера |
(2.21), |
учитывая, |
||||
= « 2 ■ W2U, с1и = |
« ! |
— w lu, |
а |
Wlu = |
Сla cig |
Pi li W,u -■ |
c , a ctg |
p2, |
получим |
|
— 1 + |
(cla«i ctg Pi)/«1 — {C>aU> ctg (4)/«l'J- |
|
||||
HT = U\ [( U : /U if |
|
|||||||
Перейдем от средней игк периферийной скорости ик : их ^= |
икгср/гк = |
= и¥гср, тогда для коэффициента теоретического напора получим
Ят= |
Ят/«к = |
rlp[(/у//-,)2 — 1] I Сп,Г\ (ctg Pi -- C2a/C|„ -Л,//-| ctg pj), |
(6.4) |
где |
c1„ = c j u |
Ki. |
|
141
Коэффициент теоретического напора Н т при постоянной вели чине с1а тем больше, чем больше торможение потока в ступени. В свою очередь торможение потока тем больше, чем больше угол поворота потока Д|3 — р2 — рх, чем больше торможение осевой ско
рости |
с2а < с1а и |
чем больше увеличение радиуса струек тока |
(г2 > |
/д). Основной |
вклад в торможение потока в ступени осевого |
компрессора вносит величина угла поворота потока Ар. Поэтому наряду с формулой (6.4) для коэффициента теоретического напора будем иногда из соображений большей наглядности употреблять упрощенные зависимости для коэффициента теоретического напора
при иг - и2*2 (?1/д ^ г2) иИ сыСЫ - - с . ^
~Н , = |
C"ia"Tcp ( C t g P i |
H j r |
' cp ( c t g P i |
ctgp2);
(6.5)
Ctg Ра)
и Я, = |
и (с2ц - clu) ■— и Ас |
|
|
||
В этом случае, поскольку |
с2и |
и — |
w,, а сiu |
U — |
W-lu* будем |
иметь |
|
|
и (wlu ■ ■щ и) = |
|
|
Ят = и(и — w2u — и 1- wlu) = |
« |
(6 .6 ) |
Важнейшим параметром, определяющим кинематические ха рактеристики ступени и, следовательно, непосредственно влияющим на рабочий процесс, является степень реактивности рк. Величина рк определяет распределение изоэнтропических работ сжатия между
РК и НА и вычисляется так (см. рис. 6.2): рк |
(i2s — ii)/(i3s — *i). |
|||||
Если ввести изоэнтропический КПД РК: Лрк |
: - |
s — h V lh —*i)> |
||||
то для величины рк получаем выражение |
|
|
||||
|
Рк : |
- *2 — *1 |
1Фк |
|
(6.7) |
|
|
|
13 — /1 |
Л к |
|
|
|
Разности энтальпий |
i2 |
ii |
и ^ |
i I очевидно |
(см. рис. 6.2), |
|
определяются так: |
|
|
|
|
|
|
ь |
i\ |
Н т |
± ( 4 - 4 У , |
|
|
|
h ■ |
|
Н т |
± ( 4 - 4 ) . |
|
(6.8) |
Для большей наглядности дальнейшего анализа примем прибли |
|
женно, |
что осевые скорости в ступени не изменяются (с1а — с2а = |
= с3а), |
струйки тока цилиндрические (uL = - и2) и, кроме того, будем |
считать, что окружные составляющие абсолютной скорости за сту |
пенью (за НА) с3и и перед ступенью (на входе в РК) с1и одинаковы,
т. е. что ci |
с3. Будем также считать, что г)РК |
: - |
Пк- В этом случае |
|||||
из выражений (6.7) |
и |
(6.8) |
получим |
|
|
|
|
|
|
^ |
- ± |
( 4 - |
4 ) |
|
с 2и - |
С1 |
и |
|
Рн : |
|
|
-zi |
|
|||
|
|
Нт |
|
Пт |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|||
|
1 |
( с , и — С Ш ) < с.ш + С ]ц ) |
1 |
- |
1 |
с >и 4" с 1и |
||
|
2 |
|
и (с.ш — с1ц) |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
142
и л и о к о н ч а т е л ь н о
Рк — 1 |
2 |
I си*)- |
(6«9) |
Величина рк, определенная формулой (6.9), называется кине матической степенью реактивности.
6.2. Влияние основных кинематических параметров на напор ступени
Используя упрощенные зависимости (6.6) и (6.9), получим прежде всего связь между коэффициентом теоретического напора, степенью реактивности и закруткой потока на входе. Исключая из формулы (6.9) величину с2и с помощью формулы (6.6), получим
77т = 2 (1 — рк) — 2с^и. |
(6.10) |
Коэффициент теоретического напора зависит |
от величины рк |
и относительной закрутки потока на входе в рабочее колесо с1и. Величину рк будем изменять в следующих пределах: рк = 0 ... 1. Очевидно, что при рк ~ 0 статические давления на входе в РК и на выходе из него равны между собой (рх —/?2). Если не учитывать потерь при течении, то при рк = 0 можно принять, что относитель ные скорости на входе в РК и на выходе из него также равны (w± = = w2), и межлопаточный канал имеет равные площади на входе и выходе F2 — Fv Очевидно, что при рй < 0 в РК ступени компрес сора будет происходить уже не сжатие, а расширение потока. Поэтому ступени с рк < 0 мы рассматривать не будем, хотя при расширении потока в РК в целом в ступени будет происходить сжатие, которое будет осуществляться в НА, и ступень, естественно, будет работать в режиме поглощения механической энергии. Турбинные режимы (режимы передачи мощности на вал) возникнут только тогда, когда с1ииг станет больше с2пи2. При рк — 1 статические давления на входе в НА и на выходе из него одинаковы (р2 = р3) и сжатие потока проис ходит только в РК. Если не учитывать потерь при течении в НА,
то при рк — 1сг — с2. Очевидно, что при рк > |
1в НА осуществляется |
|||
не сжатие, |
а расширение потока и |
такие |
ступени |
рассматривать |
не будем. |
отметим наиболее часто |
встречающийся |
случай рк -= |
|
Наконец, |
= 0,5. При этом изоэнтроническая работа расширения делится по ровну между РК и НА. Если по-прежнему принять приближенно, что с3 - С]> то при рк 0,5 будем иметь с3 -- ct w2 и с2 ~=wx, т. е. скорость на выходе из РК равна скорости на выходе из НА (w2 = с3), а скорость на входе в РК (^i) равна скорости на входе в НА (с2). На рис. 6.3 приведены треугольники скоростей при трех значениях рк = 0; 0,5 и 1 и трех значениях относительной закрутки потока на входе в РК clu =zclulu = 0,5 (положительная закрутка, т. е. закрутка по вращению), 0 (без предварительной закрутки) и^—0,5 (отрицательная закрутка, т. е. закругка против вращения). Окружная скорость при этом принята постоянной величиной. При
143
рк=0 I |
Рк=0,5 I |
Рк 1>0| |
и |
LL |
Рис. 6.3. Треугольники скоростей ступени компрессора с различными значениями рк, Я т и ё1а= с1и1и (и — idem)
постоянной величине с1и коэффициент теоретического напора сту
пени Н т увеличивается с уменьшением степени реактивности (пунк тирные линии на рис. 6.3). При clu ~ const входной треугольник (напомним, что и — const) остается неизменным и при уменьшении рк увеличивается угол поворота потока (Д(3), увеличивается отно сительная скорость за РК Щ (вплоть до w1 ~ w2 при рк = 0) и, сле довательно, растет абсолютная скорость с2 и величина Аси. При по стоянной величине степени реактивности рк коэффициент теорети
ческого напора # т увеличивается с уменьшением закрутки потока на входе с1и (вертикальные линии на рис. 6.3). При этом, естественно, увеличиваются не только скорости w2 и с2 выходного треугольника скоростей, но и с1 и wt . Рассмотрим изменение кинематики ступени
при постоянной величине коэффициента теоретического напора # т (горизонтальные линии на рис. 6.3). В этом случае при уменьшении степени реактивности и увеличении относительной закрутки потока происходит уменьшение относительной скорости на входе в РК ^ и рост абсолютной скорости на выходе с2. Хотя угол поворота потока Лр в РК увеличивается, но диффузорность межлопаточного канала РК не увеличивается, так как растет величина угла р2.
144
Из рис. 6.3 видно, что при больших значениях угла поворота потока Ар в РК и при больших значениях скоростей и с2 (и соот ветственно чисел МШ1 и Мс2) достигаются высокие значения коэффи
циента теоретического напора Ят. Однако, к сожалению, реализа
ция высоких значений # т не представляется целесообразной по сле дующим причинам:
1. Рассмотренное ранее течение в эквивалентном диффузоре показало, что при определенных значениях углов рх и р2 и, следова тельно, угла поворота потока и относительной длины диффузора в нем возникает срывное течение (см. рис. 5.21). При срыве потока не только сильно увеличиваются потери, но и возникают неустой чивые режимы работы ступени и компрессора в целом (помпаж, вра щающийся срыв, потеря статической устойчивости), работа на ко торых недопустима. Поэтому существуют определенные ограниче
ния на величины углов |
и |
р2 и Ар. |
2. С ростом скоростей |
и с2на входе в РК и НА и соответственно |
чисел МШ1 и Мс2 решетки РК и НА обтекаются на транс- и сверх звуковых режимах. Как мы увидим ниже, на этих режимах возни кают повышенные потери. Поэтому второе ограничение на величины коэффициентов теоретического напора связано с ограничением по числам Мщ, и М,2.
В связи с отмеченным величины коэффициентов теоретического
напора, |
как |
правило, |
не превышают значений Нт |
0,35 ... 0,4. |
В связи |
с этим важным резервом увеличения напорности ступени |
|||
компрессора |
является |
увеличение окружной скорости |
вращения и, |
поскольку при заданной величине # т напорность ступени пропор циональна квадрату окружной скорости. Однако при увеличении окружной скорости относительная скорость wx и абсолютная с2 также увеличиваются. Поэтому при увеличении и надо либо при менять специальные методы профилирования решеток, способных эффективно работать при высоких значениях чисел МШ1 и Мс.г (см. ниже), либо ограничивать скорости w1 и с2 так, как показано на рис. 6.4. На рис. 6.4 приведены два треугольника скоростей: без предварительной закрутки потока на входе с1и ~ 0 и с положи тельной предварительной закруткой пото ка с1и > 0. Рассматривая рис. 6.3, мы установили, что при введении положитель ной закрутки потока на входе коэффи циент теоретического напора уменьшается.
Действительно, величины Нтв изображен ных на рис. 6.4 треугольниках скоростей
будут: |
при |
с1и - 0 |
# т |
~Acw/w-2/4 — |
— 0,5, |
а при |
сЛи > 0 |
Нт= |
2/5 —0,4, т. е. |
при введении |
положительной закрутки |
Рис. 6.4. Треугольники скоростей ступеней без предварительной закрутки на входе и с положи тельной предварительной закруткой (сш > 0)
145
PKT |
H A j |
Рис. 6.5. Треугольники скоростей обычного |
двухступенчатого компрессора (а) |
|||||||||
и биротативного |
(б) |
(рк = |
1) |
|
|
|
|
|
|
|
коэффициент |
напора |
уменьшился в |
4/5 |
раза. |
Однако |
введение |
||||
с±и > 0 позволило увеличить окружную |
скорость в 5/4 раза по |
|||||||||
сравнению |
со |
случаем |
cVl ~ 0, |
и что |
особенно важно при этом |
|||||
величина wx |
и, |
следовательно, |
M Wl |
не |
увеличились. |
Поскольку |
||||
напорность |
ступени |
Ят |
= # х/г, |
то, |
несмотря |
на уменьшение # т |
||||
в случае с1и |
> |
0, |
величина # т при этом возросла (в конкретно рас |
сматриваемом случае в 5/4 раза). Для того чтобы величина с2 и, сле довательно, Мс, при увеличении окружной скорости не только уве личивалась, такие ступени проектируют с повышенной (рк > 0,5) степенью реактивности.
Как уже отмечалось при степени реактивности рк — 1, вся изоэнтропическая работа сжатия совершается в РК, а в НА проис ходит только поворот потока при с2 с3. Рассмотрим треугольники скоростей (для простоты принято, что си ~ const) двух последова тельно расположенных ступеней с рк ^ 1 (рис. 6.5, а). Если роторы двух ступеней рк - 1 вращать в противоположные стороны (рис. 6.5, б), то абсолютная скорость на выходе из первого ротора с21 равна абсолютной скорости на входе во второй ротор с1П, а направ ление окружных скоростей при этом изменяется, а скорости потока и углы не изменяются. В этой (ее называют также биротбтивной) схеме при той же суммарной работе сжатия
(и Aclt)i -f- (и Аси)ц = [(и Acu)i -j- (и Acw)n]
можно обойтись меньшим числом элементов (без НА) и тем самым повысить КПД компрессора.
Отсутствие НА благоприятно сказывается также па габаритных размерах ступени, а противоположное вращение также и на гиро скопическом моменте компрессора. Однако конструктивно биро-
146
тативная схема сложнее обычной, в частности, ее подшипники ра* ботают в условиях повышенной частоты вращения (равной сумме частот вращения роторов), и по сравнению с одновальной схемой увеличивается число валов и опор.
6.3. Характеристики компрессорных решеток
Сложную картину пространственного (трехмерного) те чения через лопаточный венец можно представить как совокупность двухмерных течений: осесимметричного, течения но поверхности вращения и вторичного'
Применительно к решетке компрессора рассмотрим более под робно особенности течения по поверхности вращения и в первом приближении примем, что поверхность вращения представляет со бой круговой цилиндр. Решетка профилей, полученная в результате развертки на плоскость, представлена на рис. 6.6. Важнейшим па раметром решетки являются шаг (t) и густота решетки (b!t — от ношение к шагу величины хорды), соединяющей точки пересечения средней линии профиля (см. рис. 6.6, пунктир) с контуром профиля. Помимо шага и густоты отметим угол установки профиля в решетке у (угол между хордой и фронтом решетки). Важно подчеркнуть, что углы потока на входе и на выходе из решетки р2, определенные треугольником скоростей, отличаются от конструктивных углов лопаток р1л и р2л, определяемых между касательными к средней линии и фронтом решетки на угол атаки i по передней кромке и на угол отставания потока 6 на выходе из решетки. Как отмечалось
ранее, |
угол |
поворота потока в решетке Др определяется как Др = |
|
= Р2 — рх, |
а разность конструктивных углов лопаток определяет |
||
угол |
изгиба |
профиля 0 ^ р2л — р1л. Вводя углы i и 6, |
получим |
др ~ |
0 -]- i |
— б. Параметром, определяющим пропускную |
способ |
ность решетки при больших скоростях набегавшего потока, является ширина узкого сечения (так называемого «горла») решетки (Лг) и отношение его к ширине струи на входе (А г1Аг). Помимо угла изгиба профиля 0 форма профиля"характеризуется величинами xf расстоя нием вдоль хорды от носика профиля до точки максимального про гиба, стах — максимальной толщиной профиля и хс — координатой положения максимальной толщины. Используются соответствую щие безразмерные величины: с =-спшх/Ь; хс ^-~xjb\ x f ------xflb. За дача аэродинамики решеток состоит в том, чтобы при заданном треугольнике скоростей определить потери в решетке, режим ра боты решетки с оптимальными . потерями и обеспечить заданный угол поворота потока, а для этого надо определить оптимальный угол атаки и угол отставания потока. Как отмечалось ранее, в связи с диффузорным течением в решетках компрессора эти характеристики определяются экспериментально. Рассмотрим прежде всего обобщен ные данные исследования плоских компрессорных решеток при ма лых скоростях набегающего потока на установках, принципиаль ная схема которых была приведена на рис. 5.24. Типичные резуль таты продувки плоской компрессорной решетки — зависимости
147
угла поворота потока Ар и коэффициента потерь £ jj2pwT
угла атаки представлены на рис. 6.7.
При отрицательных и небольших положительных углах атаки угол отставания потока 6 практически не изменяется и, следова тельно, угол выхода потока из решетки _§2_ остается практически неизменным. Поэтому при увеличении угла атаки (т. е. при умень шении угла входа потока на решетку рх) угол поворота потока Лр увеличивается. При некотором положительном угле атаки /кр воз никает срывное течение с выпуклой поверхности профиля и, несмотря на уменьшение угла потока рь величина Лр не увеличивается, так как на срывном режиме увеличивается угол отставания 6 и р2 уменьшается. Потери в решетке при этом примерно в два раза больше, чем на режиме минимальных потерь, характеризуемом углом j£min
при небольших отрицательных углах атаки. На режиме izmln угол
поворота потока в решетке Др мал и, следовательно, мал теорети ческий напор ступени. Наибольший КПД решетки достигается при некотором оптимальном (положительном)"^угле атаки /opt. На этом режиме потери в решетке хотя и несколько больше минимальных, но повышенное значение угла поворота потока Др и, следовательно, величины напора ступени по сравнению с режимом /£ обеспечи
вают максимальный КГЩ решетки. Картина течения в плоской компрессорной решетке находится в полном соответствии с рас смотренной ранее картиной течения в плоском диффузоре. Напом ним, что при течении в плоском диффузоре также наблюдалось, что режим максимума КПД наступает ранее, чем режим возникно вения срыва (см. рис. 5.21). Эти режимы определяются двумя паЛДС раметрами: углом раскрытия диф фузора 0 и величиной Ыпх. Если 28 сопоставить параметры компрес сорной решетки с эквивалентным 20
20
16
12
Ч |
|
Рис. 6 .6 . Схема компрессорной решет- |
Рис. 6.7. Результаты продувок типовой |
ки |
компрессорной решетки |
148
диффузором, то |
будем иметь |
б = t!b (sin р2 — sin рх) |
и Ыпх = |
||
sin Pi), т. е. режим работы решетки определяется углом по |
|||||
ворота потока Др |
= р2 — pi, углом рх или р2 |
= Лр^- рх и густотой |
|||
решетки |
bit. |
|
исследования |
плоских |
компрессор |
Опыт |
экспериментального |
ных решеток показал, что перечисленные параметры оказывают определяющее влияние на режим работы решеток, а влияние таких параметров как кривизна профиля, его относительная толщина ока зываются значительно менее существенными. Поэтому обобщенные данные по плоским решеткам строятся на основе влияния величин bit, р2 (или Р]) на Лр. Прежде чем привести такие обобщенные дан ные по результатам испытаний решеток при малых скоростях на бегающего потока, отметим, что выбор режима работы решетки вблизи ДРтах не представляется возможным не только потому, что при этом КПД ступени падает, но главным образом в связи с тем, что. при воз никновении срывного режима возникает неустойчивость течения в компрессоре, когда эксплуатация компрессора невозможна или сильно затруднена. Поэтому режим работы решетки и все обобщения
строят для некоторого номинального |
угла поворота потока др* — |
— 0,8Дртах для решеток РК и Да* |
= 0,8Дашах для решеток НА, |
обеспечивая необходимый запас относительно срывных режимов. |
Результаты такого обобщения, по данным А. Хауэлла, приве дены на рис. 6.8. При постоянном значении угла выхода потока р2 (или а г) для обеспечения заданного запаса по срыву необходимо увеличивать густоту решетки (см. рис. 6.8, пунктир I) и допустимый (номинальный) угол Др* при этом увеличивается и, следовательно, увеличивается Аси. При постоянном значении Д|3* (см. рис. 6.8, пунктир II) и при уменьшении р2 для обеспечения одинаковой сте пени диффузорности течения необходимо также увеличивать густоту решетки.
“Связь между нагруженностью решетки и ее параметрами, в част ности, таким важным как густота bit может быть установлена исходя из следующего. При выводе формулы Жуковского было получено следующее выражение для окружной силы, действующей на ре
шетку |
[формула (5.44)], |
Р и = |
wlapthwu |
^ |
claptAcu (так |
как в сту |
|||||||
пени |
с |
иг |
=- и2 Дс^и ==■А^к), a wla |
всегда |
равно с1а. |
|
|||||||
С |
другой |
стороны, |
величина Р и |
может |
быть |
выражена через |
|||||||
подъемную силу Р так: Р и = |
jPsin pm, а величина подъемной силы |
||||||||||||
Р ~ |
Cypbwml2, |
где су — коэффициент |
подъемной |
силы. |
Комбини |
||||||||
руя |
эти |
соотношения, |
учитывая, |
что |
с1а |
- wm sin pm, |
получим |
||||||
|
|
|
|
|
Ас^ __ |
b |
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
~ a |
v ~ |
2~sinpm |
|
|
|
|
|||
Разделив числитель и знаменатель в левой части последнего |
|||||||||||||
соотношения |
на окружную скорость, |
окончательно получим |
|||||||||||
|
|
|
|
Аси |
с а |
= C |
Ь |
|
|
1 |
|
|
(6 . 11) |
|
|
|
|
С а |
'и |
t |
2 sin pm |
|
|
149
Из этой зависимости видно, что Аси/са (или H J c a) растет с увели чением густоты решетки, однако при больших значениях bit в связи с уменьшением су этот рост замедляется (см. рис. 6.8). Обобщенные экспериментальные данные продувок плоских решеток показывают, что при изменении угла выхода потока |32 в диапазоне |32 — 45 ... 90° зависимости Аси/са и /7т/са можно описать следующей эмпирической
зависимостью от густоты |
решеток: |
|
|
|
A cJca = |
H j c a = 1,55/(1 |
+ |
1,552?//). |
(6.12) |
Отсутствие заметного влияния угла р2 |
на |
H J c a можно |
объяснить |
так. Хотя при изменении |32 изменяется и угол рт , входящий в фор мулу (6.11), однако при этом изменяется и коэффициент подъемной
СИЛЫ Су .
В результате экспериментальных исследований плоских компрес сорных решеток было установлено, что их эффективность ограни чена вследствие нарастания и отрыва пограничного слоя от поверх ности лопаток. Пограничный слой отрывается на стороне разреже ния (выпуклой поверхности) лопатки вследствие нарастания давле ния и соответствующего торможения скорости. Поэтому естественно предположить, что потери полного давления в решетке зависят от степени уменьшения скорости обтекания.
На рис. 6.9 представлено типичное распределение скоростей вдоль выпуклой и вогнутой поверхностей профиля. Вблизи перед ней кромки профиля на его верхней поверхности наблюдается уве личение скорости до wmах, которая превышает скорость набегаю щего потока w±. Затем скорость непрерывно уменьшается и у задней кромки мало отличается от скорости потока за решеткой w2. В соот-
15 0