Введение Работа посвящена решению такой проблемы судовой энергетики, как недостаточно высокая эффективность работы турбин для вспомогательных судовых механизмов, а также турбин, работающих в качестве главных двигателей в случае установки их на автономные морские аппараты [1-5]. Проблема заключается в ограниченном расходе рабочего тела, подаваемого на турбину, что не позволяет выполнить последнюю в оптимальном диапазоне конструктивных и режимных параметров. Развитие производства судовых, как и любых других, транспортных двигателей тесно связано с совершенствованием их конструкции. Исторически в морских и наземных транспортных агрегатах в качестве приводных двигателей использовались двигатели внутреннего сгорания. Связано это, в первую очередь, с простотой передачи энергии двигателя для приведения в движение транспортного средства. Кроме того, двигатели внутреннего сгорания обладают удобными для использования на транспорте механическими характеристиками. Однако подобные двигатели имеют и ряд недостатков, связанных, в основном, с повышенным расходом топлива на нерасчетных режимах и повышенным уровнем вредных выбросов в атмосферу в этом случае. Кроме того, подобные двигатели имеют достаточно большие габариты. В последнее время появились работы, в которых показана перспективность применения газовых турбин в различных качествах (в том числе в качестве генератора для зарядки аккумуляторов, предназначенных для комбинированных энергетических установок морских аппаратов и автотранспортных средств) [6]. Основным недостатком подобных турбин является их недостаточно высокая эффективность, поэтому в настоящее время проводятся работы, связанные с совершенствованием энергетических характеристик микротурбин [7-9]. В работах [10, 11] приведены результаты исследований подобных турбин, показана перспективность выбранного направления и доказана связь конфигурации проточной части турбины с ее эффективностью. Кроме того, проводимые (начиная с 1978 г. и по настоящее время) в Санкт-Петербургском политехническом университете (СПбПУ) экспериментальные работы с серией малорасходных турбин с полным подводом газа к рабочему колесу, имеющему большой относительный шаг лопаток, доказали целесообразность применения таких турбин в качестве двигателей энергетических установок для транспорта. Одним из основных требований в этом случае является обеспечение достаточно большой эффективности установки на режимах, отличных от расчетного. Недостаточное количество экспериментальных работ в этом направлении в последнее время несколько компенсировано исследованиями, проведенными различными авторами [12-16]. Для получения возможности проектировать подобные турбины, для работы при различных режимах, с достаточной точностью необходимо разработать методику расчета таких турбин на основе экспериментальных и теоретических исследований на режимах, отличных от расчетного. При этом необходимо знание функции изменения как потерь кинетической энергии в рабочем колесе и сопловом аппарате, так и дополнительных потерь, вызванных переходом на новый режим работы. С этой целью были разработаны новые конструкции элементов проточной части турбин и выполнены исследования, результаты которых изложены в [17-25]. Описание экспериментальной модели Объектом исследований стали турбинные одновенечные ступени осевого и центростремительного типов, акцент в этих исследованиях был сделан на совершенствовании методов профилирования сопел соплового аппарата. Выбор был обусловлен тем, что эффективность соплового аппарата наиболее сильно влияет на КПД всей турбины, а сопла сопловых аппаратов, спрофилированных традиционным способом, обладают низким значением коэффициента скорости, что связано с такой спецификой микротурбин, как малые размеры и большая кривизна корневой и периферийной поверхностей проточной части сопел, в том числе и косого среза. С этой целью в работе [17] был предложен новый метод профилирования сопел, сочетающий в себе преимущества как осесимметричных сопел (отсутствие концевых потерь кинетической энергии), так и сопел с прямоугольной формой нормальных сечений на протяжении всей проточной части, начиная от входного участка и заканчивая выходом в косой срез, который выполнен традиционно, что оптимально стыкуется с входом в проточную часть каналов рабочих колес (рис. 1). Рис. 1. Конфигурация проточной части сопел сопловых аппаратов [17] Экспериментальные исследования проводились на моделях, разработанных и изготовленных в лаборатории кафедры «Турбины, гидромашины и авиационные двигатели» СПбПУ. Выбор размеров экспериментальных моделей обусловлен размерами натурной турбинной ступени и имеющимися воздуховодными средствами лаборатории (рис. 2, 3). Рис. 2. Внешний вид экспериментальной установки для исследования турбин Рис. 3. Схема экспериментальной установки для исследования турбин Результаты исследования В ходе исследования по выявлению степени влияния потерь кинетической энергии рабочего тела из-за парциального подвода газа к лопаткам рабочего колеса осевой газовой турбины с соплами прямоугольного сечения установлено, что снижение степени парциальности ступени приводит к значительному снижению эффективности у турбин рассматриваемого типа. В связи с этим был сделан вывод том, что в подобных турбинах снижение угла выхода сопел соплового аппарата до значений существенно меньших, чем рекомендованы в литературе, обусловлено меньшим снижением уровня эффективности турбинной ступени, чем введение парциального подвода. Установлено, что для сохранения достаточно высокого уровня эффективности микротурбинной ступени межлопаточные каналы рабочих колес должны выполняться диффузорными, причем степень диффузорности выбирается такой, чтобы гарантировать предотвращение «запирания» каналов рабочего колеса и в то же время не допустить отрыва потока от поверхности рабочих лопаток. При этом ступень может иметь отрицательную реактивность. Результаты экспериментальных исследований зависимости эффективности осевой парциальной газовой турбины с осесимметричными соплами от степени парциальности, при различных значениях давления перед соплами соплового аппарата, показали снижение эффективности микротурбинной ступени при условии снижения степени парциальности, что подтвердило выводы различных авторов, сделанные ранее. Однако в данном конкретном случае изменение теплоперепада на ступень влияет на эффективность ступени сильнее, чем изменение значения степени парциальности. В связи с большим распространением центростремительных газовых микротурбин с ними также были проведены исследования, в ходе которых установлено, что уменьшение эффективности при снижении степени подвода газа к рабочему колесу происходит наиболее интенсивно при отношении давления перед соплами соплового аппарата к давлению за ступенью в области двух. С увеличением перепада давлений на ступень относительное снижение КПД уменьшается. Основной отличительной особенностью работы радиальных турбинных ступеней является наличие поля центробежных сил, а также так называемого компрессорного эффекта. При отсутствии течения в канале рабочего колеса разность давлений перед и за ним равна нулю. На неактивном участке под действием центробежных сил возможно даже обратное движение газа. Вероятность развития этого эффекта в большой мере определяет потери при парциальном подводе и зависит от времени прохождения рабочих лопаток на неактивной дуге. Другими словами, при высоких частотах вращения ротора время прохождения рабочих лопаток на неактивной дуге будет незначительным. Добиться высоких частот вращения вала возможно при использовании подшипников на газовой смазке, поддерживающих вал [26]. Необходимо увеличивать количество дуг подвода рабочего тела к лопаткам рабочего колеса, т. к. при этом уменьшается величина «теневых» зон и одновременно снижается интенсивность компрессорного эффекта. При увеличении степени радиальности компрессорный эффект увеличивается. Следует ожидать большего положительного эффекта от увеличения дуг подвода для ступеней с меньшей степенью радиальности. Выводы и рекомендации 1. Результаты проведенного исследования стали подтверждением гипотезы о том, что использование специфической конструкции ступени, обусловленное малыми углами выхода потока газа, может привести к несоответствию расчетных зависимостей потерь энергии, связанных с парциальным подводом, которые рассмотрены в литературе для ступеней традиционных конструкций. 2. В случае недостаточного расхода газа для обеспечения полного подвода его к рабочему колесу, при сохранении приемлемых размеров проточных частей сопел сопловых аппаратов и межлопаточных каналов рабочего колеса, уменьшение конструктивного выходного угла сопел соплового аппарата является предпочтительнее уменьшения дуги подвода газа к рабочему колесу за счет введения степени парциальности при ее отсутствии. И даже в том случае, когда избежать парциального подвода газа к рабочему колесу не удается, величина неактивной дуги подвода газа к рабочему колесу гораздо меньше при использовании малых углов выхода сопел в сравнении с применением традиционных углов, что положительно влияет на эффективность ступени. 3. При необходимости изменения мощности осевой микротурбины во время работы сопловое регулирование предпочтительнее дроссельного. Несмотря на увеличение потерь кинетической энергии, связанных с парциальностью турбинной ступени, значение этого увеличения существенно меньше, чем рост потерь кинетической энергии, связанный с нерасчетным режимом самих сопел соплового аппарата. 4. Применительно к центростремительным турбинам сопловое регулирование предпочтительнее дроссельного при околозвуковых скоростях выхода потока газа из сопел сопловых аппаратов, при сверхкритических значениях теплоперепада на соплах сопловых аппаратов дроссельное регулирование оказывает менее негативное влияние на эффективность ступени, чем сопловое. 5. Несмотря на возможность выхода на режим работы с отрицательной степенью реактивности, что в целом нежелательно, межлопаточные каналы рабочих колес необходимо выполнять диффузорными для обеспечения свободного протекания газа через них, это позволит избежать падения эффективности ступени в случае незначительного изменения условий работы.