ВведениеПерспективной задачей развития мирового водного транспорта является повышение уровня безопасности, экологичности и эффективности грузоперевозок. Один из пунктов данной задачи – поиск новых способов повышения энергоэффективности судовых энергетических установок (СЭУ) [1, 2]. Востребованными источниками сбросовой энергии являются уходящие газы судовых дизелей и охлаждающая вода. Увеличение эффективности работы СЭУ за счет источников сбросового тепла, таких как утилизационные котлы и турбогенераторы, окажет положительное влияние на экономические и экологические показатели СЭУ [3].В последнее время набирает популярность использование ресурсов Мирового океана как источника полезных ископаемых, аквакультуры и сырьевой базы. При этом используется подводная техника, ее цели связаны с добычей полезных ископаемых, биоресурсов и пр. Обеспечение энергией подводных аппаратов зависит от степени энергооснащенности самих аппаратов. Более компактными и энергонезависимыми являются малорасходные турбины (микротурбины) [4].Цель исследования – определение максимального значения коэффициента скорости сопла и коэффициента полезного действия (КПД) турбинной ступени. Задачи исследования:– создание геометрических моделей турбинных ступеней с различным углом наклона сопел;– генерирование конечно-элементной расчетной сетки для сопловой решетки;– осуществление виртуального опыта по требованиям и граничным критериям исследуемой модели;– анализ значения φ и КПД трех групп турбинных ступеней с различным углом наклона сопел.Объект исследования – центростремительные турбинные ступени с частичным облопачиванием рабочего колеса (РК).Предмет исследования – КПД и коэффициент скорости сопел центростремительной турбины.Метод исследования – численное моделирование течения рабочего тела с применением элементов вычислительной газодинамики. Постановка задачиПриоритетное значение КПД создает цель по совершенствованию характеристик устройств и механизмов. Снижение потерь энергии от парциальности привело к появлению новейших типов турбин. Одним из таких типов являются турбомашины с частичным облопачиванием РК. Выявление КПД турбинной ступени, а также коэффициента скорости сопел при различном значении угла наклона сопел позволит судить о возможном совершенствовании соплового аппарата (СА) в частности и ступени в целом. Значительное количество научных исследований в сфере малорасходных турбомашин, опубликованных в российских [5–7] и зарубежных изданиях [8, 9], проводились с использованием элементов вычислительной газодинамики, которые описывают перемещение рабочего тела в ступени. Численные эксперименты с использованием виртуального газодинамического стенда осуществляются в соответствии с рекомендациями, описанными в источниках [10, 11].В качестве объекта исследования выбрана ступень с техническими параметрами, которые приведены в табл. 1. Трехмерная модель объекта исследования представлена на рис. 1.Таблица 1Table 1Габаритные параметры ступени центростремительной турбиныDimensional parameters of the inflow turbine stageУгол наклона лопаток СА, градВысота соплаlc, ммD0, ммD1, ммD2, ммШаг сопел tCA, ммШиринагорлаa1, ммВысота соплаl1, ммZСА, шт.ZРК, шт.12,4616,3120,802,53605027,55,881,452,532734               Рис. 1. Трехмерные турбинные ступени модели объекта исследованияFig. 1. Three-dimensional turbine stages of the model of a research object Результаты исследованияВ проведенном на виртуальном стене численном эксперименте степень парциальности является постоянной, относительный шаг рабочей лопатки остается неизменным. Эксперимент проводился с парциальностью 0,059; 0,118; 0,206; 0,412 и 1,00 [12].На рис. 2 представлены поля скоростей с турбинной ступенью при различном угле наклона сопел α1г в СА.                                                        а                                                                                                   б   в Рис. 2. Поле скоростей в проточной части турбомашины: а – при α1г = 12,46º; б – при α1г = 16,31º; в – при α1г = 20,80ºFig. 2. Velocity field in the flow part of the turbomachine: a – at α1г = 12.46º; б – at α1г = 16.31º; в – at α1г = 20.80º На рис. 2 отмечена зависимость коэффициента скорости сопел СА и КПД от угла выхода потока рабочего тела α1г на некотором диапазоне значений u1/C0. Снижение угла α1г приводит к увеличению потерь на трении в соплах из-за увеличения протяженности канала, также повышаются кромочные и концевые потери. Анализируя данные (табл. 2–4), можно прийти к выводу, что увеличение угла приводит к уменьшению потерь в сопловом канале до оптимального значения α1г. Дальнейшее увеличение α1г приводит к увеличению потерь.Таблица 2 Table 2Значения коэффициента скорости СА и КПД при α1г = 12,46º и ε = 0,059Values of a velocity coefficient and efficiency of a nozzle apparatus at α1г = 12.46º and ε = 0.059ПараметрРезультат экспериментаЧастота вращения РК, мин–126 00036 00046 00056 00066 00076 000Давление на выходе из СА p1, МПа0,150,150,150,1510,1510,152Скорость потока на выходе из СА с1, м/с173,984174,843175,111173,123171,818169,007Коэффициент скорости СА φ0,8070,8110,8120,8120,8060,802Внутренний КПД, %1,7881,9892,4972,5102,3491,331Таблица 3 Table 3Значения коэффициента скорости СА и КПД при α1г = 16,31º и ε = 0,059Values of a velocity coefficient of the nozzle apparatus and efficiency at α1г = 16.31º and ε = 0.059ПараметрРезультат экспериментаЧастота вращения РК, мин–126 00036 00046 00056 00066 00076 000Давление на выходе из СА p1, МПа0,1480,1500,1510,1530,1540,155Скорость потока на выходе из СА с1, м/с180,874177,433176,727173,118170,424166,527Коэффициент скорости СА φ0,8210,8230,8290,8310,8280,818Внутренний КПД, %2,4123,2133,4433,8143,4531,862Таблица 4 Table 4Значения коэффициента скорости СА и КПД при α1г = 20,80º и ε = 0,059Values of a velocity coefficient of the nozzle apparatus and efficiency at α1г = 20.80º and ε = 0.059ПараметрРезультат экспериментаЧастота вращения РК, мин–126 00036 00046 00056 00066 00076 000Давление на выходе из СА p1, МПа0,1510,1510,1510,1520,1520,152Скорость потока на выходе из СА с1, м/с174,018174,543175,723173,138171,989170,729Коэффициент скорости СА φ0,8160,8190,8240,8210,8160,810Внутренний КПД, %2,0982,4793,1252,9782,5331,521 Результаты анализа эффективности исследуемых моделей доказывают, что КПД ступени будет несколько выше в ступенях с оптимальным значением α1г. По мере повышения частоты вращения РК в диапазоне 26 000–76 000 мин–1 значение КПД также увеличивается, что свидетельствует о зависимости внутреннего КПД от u/C0.Изменение размеров и ориентация лопаток может приводить к технологической погрешности при изготовлении, что способствует росту потерь и снижению внутреннего КПД. Согласно графикам на рис. 3 при расчете ступени нужно учитывать, что существуют оптимальные значения α1г.   Рис. 3. Графики зависимости φ и η от углов выхода потока α1г при различном значении u1/C0 и степенипарциальности ступени ε: а – при ε = 0,059; б – при ε = 0,118; в – при ε = 0,206; г – при ε = 0,412; д – при ε = 1,00Fig. 3. Graphs of dependence φ and η on the angle of the flow output α1г at different values of u1/C0 and the degreeof partiality of the stage ε: a – at ε = 0.059; б – at ε = 0.118; в – at ε = 0.206; г – at ε = 0.412; д – at ε = 1.00 ЗаключениеВ результате проведенного эксперимента влияния угла выхода потока α1г на эффективность ступени с частичным облопачиванием РК приходим к следующим выводам: получены значения коэффициентов скорости СА для турбинных ступеней с углом выхода потока α1г = 12,46÷20,80°;снижение значения α1г приводит к увеличению кромочных, концевых потерь и потерь на трении;повышение значения α1г приводит к возрастанию профильных потерь и, как следствие, снижению значения φ;получены значения КПД для ступеней с α1г = 12,46÷20,80°;максимальным значениям КПД и коэффициента скорости φ соответствуют оптимальные значения α1г;для дальнейшего увеличения эффективности ступени необходимо рассмотреть мероприятия по совершенствованию проточной части РК.