Введение
Перспективной 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 задачи
Приоритетное 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 1
Table 1
Габаритные параметры ступени центростремительной турбины
Dimensional parameters of the inflow turbine stage
|
Угол наклона лопаток СА, град |
Высота сопла lc, мм |
D0, мм |
D1, мм |
D2, мм |
Шаг сопел tCA, мм |
Ширина горла |
Высота сопла l1, мм |
ZСА, шт. |
ZРК, шт. |
||
|
12,46 |
16,31 |
20,80 |
2,53 |
60 |
50 |
27,5 |
5,88 |
1,45 |
2,53 |
27 |
34 |
Рис. 1. Трехмерные турбинные ступени модели объекта исследования
Fig. 1. Three-dimensional turbine stages of the model of a research object
Результаты исследования
В 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 = 20,80º
Fig. 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 2
Значения коэффициента скорости СА и КПД при α1г = 12,46º и ε = 0,059
Values of a velocity coefficient and efficiency of a nozzle apparatus at α1г = 12.46º and ε = 0.059
|
Параметр |
Результат эксперимента |
|||||
|
Частота вращения РК, мин–1 |
26 000 |
36 000 |
46 000 |
56 000 |
66 000 |
76 000 |
|
Давление на выходе из СА p1, МПа |
0,15 |
0,15 |
0,15 |
0,151 |
0,151 |
0,152 |
|
Скорость потока на выходе из СА с1, м/с |
173,984 |
174,843 |
175,111 |
173,123 |
171,818 |
169,007 |
|
Коэффициент скорости СА φ |
0,807 |
0,811 |
0,812 |
0,812 |
0,806 |
0,802 |
|
Внутренний КПД, % |
1,788 |
1,989 |
2,497 |
2,510 |
2,349 |
1,331 |
Таблица 3
Table 3
Значения коэффициента скорости СА и КПД при α1г = 16,31º и ε = 0,059
Values of a velocity coefficient of the nozzle apparatus and efficiency at α1г = 16.31º and ε = 0.059
|
Параметр |
Результат эксперимента |
|||||
|
Частота вращения РК, мин–1 |
26 000 |
36 000 |
46 000 |
56 000 |
66 000 |
76 000 |
|
Давление на выходе из СА p1, МПа |
0,148 |
0,150 |
0,151 |
0,153 |
0,154 |
0,155 |
|
Скорость потока на выходе из СА с1, м/с |
180,874 |
177,433 |
176,727 |
173,118 |
170,424 |
166,527 |
|
Коэффициент скорости СА φ |
0,821 |
0,823 |
0,829 |
0,831 |
0,828 |
0,818 |
|
Внутренний КПД, % |
2,412 |
3,213 |
3,443 |
3,814 |
3,453 |
1,862 |
Таблица 4
Table 4
Значения коэффициента скорости СА и КПД при α1г = 20,80º и ε = 0,059
Values of a velocity coefficient of the nozzle apparatus and efficiency at α1г = 20.80º and ε = 0.059
|
Параметр |
Результат эксперимента |
|||||
|
Частота вращения РК, мин–1 |
26 000 |
36 000 |
46 000 |
56 000 |
66 000 |
76 000 |
|
Давление на выходе из СА p1, МПа |
0,151 |
0,151 |
0,151 |
0,152 |
0,152 |
0,152 |
|
Скорость потока на выходе из СА с1, м/с |
174,018 |
174,543 |
175,723 |
173,138 |
171,989 |
170,729 |
|
Коэффициент скорости СА φ |
0,816 |
0,819 |
0,824 |
0,821 |
0,816 |
0,810 |
|
Внутренний КПД, % |
2,098 |
2,479 |
3,125 |
2,978 |
2,533 |
1,521 |
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 степени
парциальности 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 = 1,00
Fig. 3. Graphs of dependence φ and η on the angle of the flow output α1г at different values of u1/C0 and the degree
of 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
Заключение
В 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.
