, Russian Federation
The paper considers a numerical experiment with three groups of low-consuming inflow turbines with partial blading of the runner. Geometrical models of the turbine stages with partial blading of the runner at different angles of the nozzle inclination have been developed. The inflow turbine stages with partial blading of the runner are investigated. The efficiency and speed coefficient of the inflow turbine nozzles are calculated. There has been carried out numerical modeling of the working fluid flow by using the computational gas dynamics elements. Pick values of the nozzle apparatus velocity coefficient and the turbine stage efficiency are defined. Geometric models of the turbine stages with different nozzle inclination angles are developed, the boundary conditions of the experiment are determined, and the experiment results are analyzed and shown. There are given the dependence graphs of the nozzle velocity coefficient and the efficiency of a low-consuming inflow turbine stage. Comparative analysis of the nozzle velocity coefficient and the efficiency of three turbine stages with different inclination angles of the nozzles in the nozzle apparatus has been carried out. Conclusions are drawn about further procedures on improving the flow part of the runner to increase the efficiency of the stage.
nozzle apparatuse, loss coefficient, kinetic energy, numerical method, experiment, computational grid, gas dynamics, low-consumption turbine
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.
1. Solov'ev A. V., Chirkova M. M., Popov N. F. Povyshenie effektivnosti sudovykh energeticheskikh ustanovok [Improving efficiency of ship power plants]. Vestnik Astrakhanskogo gosudarstvennogo tekhnicheskogo universiteta. Seriia: Morskaia tekhnika i tekhnologiia, 2018, no. 4, pp. 101-106.
2. Erofeev V. L., Zhukov V. A., Mel'nik O. V. O vozmozhnostiakh ispol'zovaniia vtorichnykh energeticheskikh resursov v sudovykh DVS [On possibilities of using secondary energy resources in ship internal combustion engines]. Vestnik gosudarstvennogo universiteta morskogo i rechnogo flota imeni admirala S. O. Makarova, 2017, vol. 9, no. 3, pp. 570-580.
3. Abul K. A. Otsenka vozmozhnostei utilizatsionnykh ustanovok glavnykh dvigatelei krupnotonnazhnykh sudov transportnogo flota [Evaluation of possibilities of recycling units of main engines on large-tonnage ships of transport fleet]. Vestnik Astrakhanskogo gosudarstvennogo tekhnicheskogo universiteta. Seriia: Morskaia tekhnika i tekhnologiia, 2009, no. 1, pp. 121-125.
4. Matveenko V. T., Ocheretianyi V. A., Dologlonian A. V. Kharakteristiki rabochikh protsessov vozdukhonezavisimykh odnokonturnykh mikrogazoturbinnykh ustanovok dlia podvodnoi tekhniki [Characteristics of working processes in air-independent single-circuit micro gas turbines for underwater equipment]. Vestnik gosudarstvennogo universiteta morskogo i rechnogo flota imeni admirala S. O. Makarova, 2017, vol. 9, no. 3, pp. 612-618.
5. Epifanov A. A., Kirillov A. I., Rassokhin V. A. Raschet trekhmernogo techeniia v stupeniakh maloraskhodnykh turbin [Calculation of three-dimensional flow in stages of low-consuming turbines]. Nauchno-tekhnicheskie vedomosti Sankt-Peterburgskogo gosudarstvennogo politekhnicheskogo universiteta, 2012, no. 1 (142), pp. 65-70.
6. Zabelin N. A., Rakov G. L., Rassokhin V. A., Sebelev A. A., Smirnov M. V. Issledovanie osobennostei techeniia v maloraskhodnykh turbinnykh stupeniakh konstruktsii LPI [Investigation of flow characteristics in low-consuming turbine stages of LPI design]. Nauchno-tekhnicheskie vedomosti Sankt-Peterburgskogo gosudarstvennogo politekhnicheskogo universiteta, 2013, no. 1 (166), pp. 45-53.
7. Nguen A. K., Lapshin K. L. Kharakteristiki i struktura potoka turbinnoi stupeni s otritsatel'nym gradientom stepeni reaktivnosti [Characteristics and flow structure of turbine stage with negative gradient of reactivity degree]. Nauchno-tekhnicheskie vedomosti Sankt-Peterburgskogo gosudarstvennogo politekhnicheskogo universiteta, 2016, no. 2 (243), pp. 163-173.
8. Rassokhin V., Zabelin N., Kunte H., Seume J., Olennikov S., Cherkasova M., Sebelev A. The design of microturbine units with low-consumed turbines constructed by LPI for heat recovery of exhaust gases of internal combustion engines. Results of joint research activity of scientists from Saint-Petersburg State Polytechnical University and Leibniz University of Hannover. Polytechnical University Publishing House, 2014. Pp. 139-155.
9. Rakov G., Rassokhin V., Zabelin N., Olennikov S., Sebelev A., Sukhanov A., Schislyaev S. A low emission axial-flow turbine for the utilization of compressible natural gas energy in the gas transport system of Russia. International Journal of Environmental and Science Education, 2016, vol. 11, no. 18, pp. 11721-11733.
10. Kriukov A. A. Chislennoe modelirovanie koeffitsienta skorosti soplovogo apparata maloraskhodnoi turbiny [Numerical modeling of speed coefficient of low-consuming turbine nozzle apparatus]. Vestnik gosudarstvennogo universiteta morskogo i rechnogo flota imeni admirala S. O. Makarova, 2021, vol. 13, no. 6, pp. 849-857.
11. Kriukov A. A., Chekhranov S. V. Sravnenie znachenii koeffitsientov skorosti v turbinnoi stupeni s chastichnym oblopachivaniem rabochego kolesa [Comparing values of velocity coefficients in turbine stage with runner partial blading]. Vestnik gosudarstvennogo universiteta morskogo i rechnogo flota imeni admirala S. O. Makarova, 2021, vol. 13, no. 2, pp. 257-265.
12. Kriukov A. A., Chekhranov S. V. Trekhmernoe chislennoe modelirovanie maloraskhodnoi tsentrostremitel'noi turbiny s chastichnym oblopachivaniem rabochego kolesa [Three-dimensional numerical simulation of low-consuming inflow turbine with runner partial blading]. Vestnik Astrakhanskogo gosudarstvennogo tekhnicheskogo universiteta. Seriia: Morskaia tekhnika i tekhnologiia, 2021, no. 1, pp. 74-80.
