Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ опыта технической эксплуатации и методов исследования турбокомпрессоров судовых дизелей 9
1.1. Проблемы технической эксплуатации турбокомпрессоров. 9
1.2. Экспериментальные методы исследования турбокомпрессоров 24
1.3. Анализ расчетных методов определения характеристик турбокомпрессоров. 31
1.4. Цель и постановка задачи исследования 38
Глава 2. Объекты и методики исследования 40
2.1. Турбокомпрессоры судовых средне и малооборотных дизелей. 40
2.2. Методика исследования теплотехнических параметров комплекса "дизель-турбокомпрессор" 46
2.3. Обобщение параметров работы турбокомпрессоров судовых средне- и малооборотных дизелей. 56
Глава 3. Разработка алгоритма математической модели турбокомпрессоров судовых дизелей . 68
3.1. Математическая модель турбокомпрессора с учетом эксплуатационных факторов 68
3.2. Алгоритм расчета осевой турбины.. 72
3.3. Алгоритм расчета центробежного компрессора 81
3.4. Построение и моделирование нормальных характеристик турбокомпрессоров. 86
Глава 4. Совершенствование совместной работы турбокомпрессора и дизеля на основе использования результатов расчета по математической модели . 97
4.1. Повышение эффективности эксплуатации дизеля путем подбора ТК для замены штатных агрегатов наддува 97
4.2. Влияние различных вариантов проточной части турбины турбокомпрессора на технико-экономические характеристики среднеоборотных дизелей, работающих по нагрузочной характеристике 102
4.3. Повышение эффективности эксплуатации главных двигателей при назначении основного режима эксплуатации на частичной нагрузке 111
4.4. Совершенствование эксплуатации современного малооборотного дизеля 119
Заключение 121
Библиографический список 122
Список опубликованных работ 128
Приложения 130
- Экспериментальные методы исследования турбокомпрессоров
- Методика исследования теплотехнических параметров комплекса "дизель-турбокомпрессор"
- Алгоритм расчета осевой турбины..
- Влияние различных вариантов проточной части турбины турбокомпрессора на технико-экономические характеристики среднеоборотных дизелей, работающих по нагрузочной характеристике
Введение к работе
Актуальность проблемы. На судах морского и речного флота различного назначения в качестве главных и вспомогательных двигателей применяют дизели с турбонаддувом. Для обеспечения высоких технико-экономических показателей совместной работы судовых дизелей и системы наддува возникает необходимость согласования их характеристик в процессе эксплуатации.
Работа дизеля на переменных режимах, изменение технического состояния его и турбокомпрессора (ТК) в процессе эксплуатации приводит к заметным изменениям их технико-экономических характеристик: снижается эффективность и надежность эксплуатации, как дизеля, так и ТК. Это приводит к тому, что возникает необходимость дополнительного согласования параметров ТК и дизеля или замены штатного ТК на ТК, обеспечивающий более эффективную эксплуатацию дизеля.
В условиях когда низкая эффективность эксплуатации ТК и, как следствие, дизеля приводит к значительным затратам судовладельцев (на топливо, ремонт ТК и дизеля, потери ходового времени судна и т.д.) задачи решаемые в диссертации актуальны.
Диссертация посвящена решению важной научно-технической задачи, связанной с совершенствованием технической эксплуатации судовых дизелей на основе разработки математической модели ТК и согласования характеристик турбокомпрессоров и дизелей.
Объект исследования - турбокомпрессоры судовых дизелей.
Предмет исследования - метод согласования эксплуатационных характеристик турбокомпрессоров и дизелей.
База исследования. Работа выполнена на кафедре «Судовые тепловые двигатели» ФГОУ ВПО «Морской государственной академии имени адмирала Ф.Ф.Ушакова». Экспериментальные исследования по теме диссертации проводились на морских судах компаний ООО "Морское транспортное бюро" (г. Новороссийск), ОАО "СКФ-Новошип" и др.
Цель и задачи работы. Целью работы является создание метода согласования характеристик судовых дизелей и турбокомпрессоров для повышения эффективности их совместной работы с учетом эксплуатационных факторов.
Достижение поставленной цели осуществляется на основе решения следующих задач: - анализ проблем эксплуатации и совместной работы дизеля и ТК; обобщение параметров работы ТК судовых дизелей статистическими методами; разработка математической модели одномерного движения установившегося потока однокомпонентной рабочей среды ТК, позволяющая решать прямую задачу поверочного расчета; - апробация полученной математической модели при решении практических задач по совершенствованию технической эксплуатации ТК и дизелей.
Методы исследования. В диссертационной работе использованы экспериментальные и теоретические методы исследования. Для решения поставленной цели и задач исследования использованы современные достижения во многих областях знаний: теории ДВС и турбомашин, опыт эксплуатации судовых силовых установок, математическое моделирование технических систем, статистическая обработка данных на электронно-вычислительной машине с использованием средств пакета SSPS и др.
Область использования результатов работы. Техническая эксплуатация судовых энергетических установок, судоремонт, научно-исследовательская работа, учебный процесс морских учебных заведений.
Научная новизна результатов работы заключается в: полученных обобщенных зависимостях основных параметров работы ТК среднеоборотных (СОД) и малооборотных дизелей (МОД) от их нагрузки; разработанной математической одномерной модели движения установившегося потока однокомпонентной рабочей среды ТК; разработанной методики согласования характеристик ТК и дизеля с учетом эксплуатационных факторов.
Теоретическое значение результатов работы заключается в создании математической модели ТК, позволяющей выполнять поверочную задачу расчета турбины и компрессора для определения их характеристик и согласования с параметрами дизеля.
Практическая значимость работы состоит в том, что разработанная методика согласования работы судовых дизелей и турбокомпрессоров применяется для повышения эффективности их эксплуатации. Результаты выполненных исследований внедрены в виде модернизации и замены ТК дизелей судов ООО "Морское транспортное бюро" (г. Новороссийск), в учебный процесс МГА имени адмирала Ф.Ф. Ушакова (г. Новороссийск), что подтверждено соответствующими документами.
Апробация работы. Материалы диссертации докладывались на: научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава Морской государственной академии им. Ф.Ф.Ушакова, г. Новороссийск, 2007-2009 гг.; конференции "Молодая наука 2008" (г. Новороссийск); международной научно-технической конференции "Наука и образование-2008", г. Мурманск, 2008 г; — XIII Международном конгрессе двигателестроителей, Рыбачье, Украина, 2008 г.
Достоверность научных результатов обеспечивается комплексным использованием в математической модели фундаментальных законов и уравнений газодинамики; применением комплекса апробированных и признанных теплотехнических методов и методик исследования; использованием приборов и систем измерений, прошедших калибровку или метрологическую аттестацию в соответствии с ГОСТ 8.326-89; удовлетворительным соответствием результатов расчета данным специальных экспериментальных исследований.
На защиту выносятся: зависимости обобщенных параметров работы ТК судовых дизелей; математическая модель одномерного движения установившегося потока однокомпонентной рабочей среды ТК; методика согласования характеристик ТК и дизеля с учетом эксплуатационных факторов.
Публикации. Представленная совокупность научных результатов и технических решений опубликована в 10 печатных работах, в том числе в пяти изданиях, рекомендованных ВАК РФ.
Структура и объем. Диссертация состоит из введения, четырех глав; заключения; библиографического списка (65 наименований) и приложений. Основное содержание изложено на 134 страницах и включает 60 рисунков и 10 таблиц.
Экспериментальные методы исследования турбокомпрессоров
Экспериментальные методы исследования ТК на специальных стендах позволяют определить и оптимизировать геометрические и аэродинамические характеристики ТК.
ТК характеризуется очень широким диапазоном рабочих частот вращения и мощностей. Поэтому для испытания ТК различных размеров применяют несколько типов стендов. Наибольшее распространение имеют стенды с открытым контуром, в которых воздух засасывается компрессором из атмосферы и отводится в нее.
Компрессоры самых малых ТК можно испытывать без их разборки. Приводом служит турбина ТК, работающая на сжатом воздухе. Работа на горячих газах или паре менее желательна из-за подогрева корпуса компрессора и невозможности поэтому оценить действительное значение КПД.
Для испытания средних и крупных компрессоров такая схема неприемлема, так как она требует больших расходов воздуха. В таких случаях предпочтительнее применение стендов с механическим приводом через мультипликатор. В качестве приводного двигателя может использоваться дизель или электромотор. Стенды с дизельным приводом требуют значительно меньших площадей, проще в обслуживании и обладают большей автономностью. Стенд должен быть оборудован приборами для контроля параметров компрессора и дизеля, а также системой автоматической остановки дизеля в случае аварии.
Стенд для испытания турбин включает в себя источник сжатого воздуха, камеру сгорания и нагрузочное устройство (гидротормоз). Источником сжатого воздуха может служить компрессорный стенд. Камеры сгорания работают на дизельном топливе, нагнетаемом шестеренчатым насосом. Температура газов регулируется редукционным клапаном, перепускающим часть топлива из нагнетательного трубопровода. В разработанной в ЦНИДИ конструкции стенда для испытания турбин ТКР-11 и ТКР-14 для измерения потерь трения в подшипниках турбины установлен балансир.
В процессе создания ТК для наддува судовых дизелей, доводка компрессорных ступеней, как правило, требует значительно больших затрат средств и времени в сравнении с доводкой турбинных ступеней. Это обусловлено тем, что характеристики КПД турбинных ступеней обеспечивают достаточно экономичную их работу в широком диапазоне изменения частоты вращения и нагрузки. Область же экономичной работы компрессора значительно уже. С одной стороны она ограничена зоной резкого снижения напора и КПД, с другой - границей помпажа. Такая особенность работы центробежных компрессоров усложняет согласование их характеристик с гидравлической характеристикой дизеля и требует большого объема доводочных работ на стендах.
При испытаниях агрегатов наддува дизелей небольшой мощности в качестве привода часто используются ДВС или электродвигатели. Но создание стендов с подобным приводом для испытаний ТК мощных дизелей становится экономически невыгодным, так как резко возрастают объемы капитальных вложений и затраты на обслуживание силовой установки.
Рассмотрим стенд, спроектированный и построенный на БМЗ, основной отличительной особенностью которого является комбинированный привод, объединивший мощности двух агрегатов, работающих от различных источников энергии [2]. В связи с изготовлением на заводе дизелей большей мощности возникла необходимость строительства нового стенда испытаний ТК с более мощным приводом. Создание новой паровой турбины вышеуказанной мощности явилось бы экономически нецелесообразным в первую очередь из-за резко возросших потерь конденсата.
Схема стенда дана на рис. 1.7. Испытываемая компрессорная ступень 5 приводится во вращение газотурбинной ступенью 3 ТК и паровой турбиной 1. Острый пар (давление 10 бар; температура 300С) подводится к паровой турбине. Газ для турбины 3 образуется в камерах сгорания (КС) 12.
Основным применяемым топливом является керосин осветительный. Воздух к камерам подводится по системе трубопроводов от испытываемого компрессора. Камера сгорания и весь комплект топливной аппаратуры высокого давления вместе с системой зажигания использованы от авиационного двигателя ВК-1.
Средняя и нижняя камеры имеют пусковые форсунки. Зажигание в верхней камере происходит путем переброса пламени по переходному патрубку из средней. Схема системы топливоснабжения, как и схема масляной системы, представлена на рис. 1.7. На стенде имеется также система водоснабжения, предназначенная для охлаждения горячих корпусов ТК и турбинного масла в холодильнике 30. Управление работой стенда осуществляется дистанционно с пульта, находящегося в кабине наблюдения.
Во время испытаний вначале снимается область характеристики компрессора, для определения которой достаточно мощности только паровой турбины. Затем производится запуск газотурбинной части стенда. Для надежного воспламенения топлива предварительно необходимо снизить расход воздуха через КС. Для этого при помощи заслонки 11 перед газовой турбиной устанавливается давление воздуха 200 и 300 мм вод. ст.
Методика исследования теплотехнических параметров комплекса "дизель-турбокомпрессор"
Измерения параметров, характеризующих работу ТК и дизелей, проводились в условиях эксплуатации при различных режимах работы с помощью судовых штатных и дополнительно установленных приборов, характеристики которых приведены в таблице 2.5.
Испытания на дизеле предназначены для проверки соответствия ТК дизелю. Испытания проводились на судовых вспомогательных дизелях 8 ЧН 25/34-3. Замеры параметров проводились при нагрузке дизелей в широком диапазоне режимов при нормальных условиях эксплуатации.
Как известно, в системе газотурбинного наддува с одним ТК расход воздуха через компрессор равен расходу воздуха через дизель, а давление за компрессором практически равно давлению в продувочном ресивере. Из этого вытекает, что линия рабочих режимов компрессора совпадает с расходной характеристикой дизеля. Согласование характеристик ТК и дизеля можно считать удовлетворительным при выполнении следующих условий: 1. На основном эксплуатационном режиме работы дизеля компрессор и турбина развивают максимальные КПД. 2. Линия рабочих режимов ТК находится на достаточном удалении от зоны помпажа и проходит через зону максимальных КПД компрессора и турбины. 3. КПД турбины и компрессора в широком диапазоне изменения частот вращения изменяются незначительно. 4. Номинальное давление наддува обеспечивается ТК при допустимой с точки зрения надежной эксплуатации температуре газа перед турбиной. 5. Перепад давления между продувочными и выпускными органами дизеля обеспечивает удовлетворительную продувку цилиндров на всех режимах работы.
Результаты испытаний ТК на дизеле представляются в виде характеристики, при построении которых в качестве параметров применяются различные величины. Например, строится зависимость полученных в результате испытаний параметров ТК от нагрузки ДГ. Для компрессоров наиболее распространен способ изображения характеристик в виде зависимости степени повышения давления пк и КПД от приведенного расхода воздуха; для турбин характеристики принято представлять в виде зависимости КПД щ и пропускной способности juF от коэффициента напора Нт. Такой способ изображения удобен при настройке ТК на дизеле.
Общая функциональная схема системы измерений частоты вращения ТК и дизеля приведена на рис. 2.4. Измерение средней частоты вращения ротора ТК выполнено бесконтактным способом с помощью индукционного датчика ДЧТ. Датчик выполнен на подковообразном магнитопроводе. Катушка датчика намотана проводом ПЭ1- диаметром ОД мм, число витков — 2000. Датчик установлен непосредственно в подшипниковом узле с воздушной стороны. Диск диаметром 80 мм с тремя отверстиями диаметром 14 мм, жёстко прикреплён к ротору ТК.
Величина выходных импульсов малогабаритного индукционного датчика изменяется в пределах 50 - 250 мВ при изменении оборотов ТК от 150 с"1 до 340 с 1. Таким образом, при малых частотах вращения высота импульсов не достаточна для надёжной работы частотомера 43-34, минимальное значение высоты импульсов для которого должно быть не менее 150-200 мВ. Причина низкой чувствительности датчика в том, что разность RM max - RM min не велика. Поэтому дополнительно в схему измерения установлен усилитель - формирователь импульсов. Принципиальная схема системы измерения средней частоты вращения ТК представлена на рис. 2.5.
При изменении магнитного сопротивления RM возникает импульс тока в катушке датчика L. Этот импульс дифференцируется ёмкостью С на инвертирующем входе операционного усилителя DA. Усилитель на основе DA имеет два устойчивых состояния: напряжение на его выходе равно нулю либо максимальному отрицательному значению - 15 В. Отрицательное максимальное выходное напряжение DA возникает в тех случаях, когда уровень сигнала на индуктивном датчике превышает значение уровня напряжения порога переключения, определяемого делителем R2-R3. Таким образом, формируются отрицательные импульсы величиной 15 В, частота которых пропорциональна частоте вращения ТК. Контроль положения цилиндров ДГ производился с помощью этого же датчика. Для этого штифт на маховике ДГ установлен в таком положении, чтобы он проходил возле индукционного датчика в момент, когда один из цилиндров находится в ВМТ.
Значительно проще выполнена схема измерения частоты вращения ДГ. В качестве первичного преобразователя (ДЧД, рис. 2.11) применен телефонный наушник. Он установлен на отражающем кожухе маховика ДГ на расстоянии 2-3 мм от головки штифта диаметром 18 мм, ввернутого в тело маховика. Расстояние от ДЧД до внешней окружности маховика превышает 25 мм. Величина импульсов на выходе ДЧД составляет 2н-2,2 В.
Для определения параметров воздуха за компрессором в патрубке, который отводит воздух от улитки к воздухоохладителю, было выполнено два специальных штуцера. В них устанавливается специальный комбинированный приёмник (Рис. 2.7.) и термометр. Термометром определялась температура, а приёмником — скорость и статическое давление воздушного потока за улиткой компрессора. Расход воздуха (подача компрессора) определялся способом траверсирования поперечного сечения воздушного патрубка с определением в каждой точке параметров: скорости, давления, плотности [27, 38]. Измерение проводилось в 15 точках в каждом сечении. Обработка результатов проводилась по методике, изложенной в [36]: полученное путем измерений и вычислений распределение скорости потока осреднялось, а затем определялся расход воздуха. G = Pcp-Ccp-F, (кг/с); где рср - средняя плотность, кг/м3; Сср - средняя скорость воздуха по площади, м/с; F - площадь поперечного сечения патрубка, м2.
Измерение температуры импульсного газового потока осуществлялось контактным способом с помощью малоинерционного термометра сопротивления, устанавливаемого непосредственно в исследуемую зону или полость объекта [3]. Термометр сопротивления (рис. 2.8) ЦНИДИ представляет собой металлическую трубку 1, в которую вставлены фарфоровые сепараторы 2. В каналах сепараторов размещены держатели 3 чувствительного элемента 4. Для обеспечения герметичности зазоры между сепараторами и трубкой, между сепараторами и держателями уплотняются со стороны чувствительного элемента глазурью ТП-938, а с противоположной стороны компаундом К-115. Чувствительный элемент представляет собой родиевую проволоку диаметром 10 мкм, приваренную к держателям методом контактной сварки. Выбор диаметра чувствительного элемента был обусловлен тем, что при таком диаметре температура проволоки наиболее близко следует закону изменения температуры газа.
Алгоритм расчета осевой турбины..
Поверочные расчеты турбины описываются системой уравнений, представляющей собой периодически повторяющуюся группу уравнений, которые в общей форме выражают законы сохранения энергии, массы, уравнения процесса и состояния. В сечениях проточной части турбины, где поток имеет сложное движение (присутствует переносное и относительное движение), рабочая среда взаимодействует с подвижным лопаточным аппаратом турбины и компрессора. В связи с этим в группу уравнений включаются кинематические соотношения. Применительно к каждому сечению меняется лишь форма записи уравнений, вызванной особенностью преобразования энергии в элементах.
Расчет турбины производится от входного сечения к выходному. Граничные условия — равенство расходов по сечениям, отсутствие теплообмена между лопаточным аппаратом и потоком, корпусом ТК с окружающей средой. Возникают трудности задания скорости, расхода рабочей среды и конечных параметров процесса и увязки с известными начальными параметрами. Здесь неизбежны последовательные приближения с уточнением основных параметров.
Вычисленный расход газа в зависимости от степени реактивности отдельно для СА и РК может быть представлен в виде графических зависимостей (рис. 3.2). При значении риет будет обеспечено равенство расходов газа через СА и РК. Определение истинного значения степени реактивности будет производиться до тех пор, пока не будет обеспечена заданная сходимость результатов расчета.
Для решения системы уравнений необходимо задаться четырьмя независимыми параметрами. Они в принципе и определят исходные данные для выполнения расчета. Для удобства обычно принимают три независимых термодинамических параметра (два начальных р0, Т0 и один конечный р2 -определяющий степень понижения давления) и в качестве четвертого параметра можно использовать птк или Gr. Три независимых термодинамических параметра, определяют удельную работу расширения газов. По величине расхода воздуха G или частоте вращения ТК птк можно получить величину теоретически сработанной энергии в турбине. Следовательно, исходные данные одновременно определяют и режим работы ТК.
Указанные выше четыре параметра в условиях эксплуатации определяются путем их измерения, используя штатные судовые приборы и специальную измерительную аппаратуру.
Штатными приборами можно измерить: Т0 и Т2 - температуру (близкую к температуре торможения) на входе в турбину и выходе из неё; р2 -давление на выходе из турбины (как функция атмосферных условий и сопротивления утилизационного котла); птк - частота вращения ротора ТК.
Для каждого варианта в принципе необходимо составить свой алгоритм расчета. Однако это делать не обязательно. Можно использовать один алгоритм Поверочного расчета (Например, алгоритм расчета от входного сечения турбины к выходному). Для расчета других вариантов следует определять значение отсутствующего параметра в исходных данных, сравнивая результаты имеющегося и получаемого в расчете дополнительного параметра исходных данных. Такой способ наиболее удобно реализовать на ЭВМ. Алгоритм расчета турбины приведен на рисунке 3.3.
В основе расчета лежит поэлементный метод, определяются действительные значения параметров потока после каждого элементарного сечения. В расчете используется одномерная модель течения.
Проточную часть компрессора ТК разделяем на 5 сечений, рис. 3.4. Последовательность расчета компрессора от входного сечения к выходному. Граничные условия для расчета - равенство расходов по сечениям, отсутствие теплообмена между лопаточным аппаратом и потоком, корпусом ТК и окружающей средой.
Влияние различных вариантов проточной части турбины турбокомпрессора на технико-экономические характеристики среднеоборотных дизелей, работающих по нагрузочной характеристике
К СОД, работающим по нагрузочной характеристики, относятся дизели для привода электрогенераторов и работающие на винт регулируемого шага. Исследование влияния проточной части турбины ТК VTR 200N дизеля 8ЧН 25/34-3 проводилось в несколько этапов, и в процессе испытаний изменялась комплектация проточной части газовой турбины ТК в зависимости от результатов предыдущих испытаний. Первый этап испытаний по согласованию характеристик дизеля и ТК проводился при установленном СА с максимальной площадью протока F са =1,0. Изменение основных параметров ТК показано в зависимости от мощности ДГ.
На втором этапе в связи с условиями эксплуатации СЭУ был заменен СА турбины JFca=l,0 на FCa=0,%4. Сравнение результатов испытаний показывает, что во всем диапазоне изменения мощности ДГ давление наддува Рк, частота вращения пТк увеличились, а подача компрессора GK снизилась. Увеличение давления продувочного воздуха свидетельствует об улучшении условий работы дизеля. На третьем этапе испытаний был заменен С А турбины на Ёсаз = 0,74. Уменьшение площади проходного сечения СА турбины привело во всем диапазоне изменения нагрузки дизеля к увеличению давления наддува и частоты вращения ТК; снижению подача компрессора и температуры газов до турбины на «40 С. На рисунках 4.4.-4.5. приведены результаты исследования ТК VTR 200N на различных нагрузках дизеля 8ЧН 25/34-3. Все параметры, характеризующие работу ТК, во всем диапазоне нагрузок дизеля зависят от площади проходного сечения СА турбины и при уменьшении площади СА: - подача компрессора (расход воздуха) снизилась; - частота вращения ротора ТК увеличилась; - давление наддува увеличилось; - температура газов перед турбиной снизилась.
Данные проведенных испытаний и исследования влияния площади проходного сечения СА турбины ТК свидетельствуют об улучшении условий работы дизеля 8ЧН 25/34-3 и приближении параметров характеризующих его работу к спецификационным по формуляру на дизель.
Причем, лучшего результата с точки зрения повышения эффективности системы воздухоснабжения и эксплуатации дизеля 8ЧН 25/34-3 дало использование ТК VTR 200N с площадью СА турбины Fca2 = 0,84. Линии рабочих режимов ТК типа VTR 200N на дизеле 8ЧН 25/34-3 находятся на достаточном удалении от зоны помпажа, и при применении СА площадью Fca2 = 0,84 проходит через область высоких значений КПД компрессора. Отключение одного цилиндра на дизеле 8ЧН 25/34-3 при его работе на нагрузке 400 кВт не привело к срыву работы компрессора ТК VTR 200N (помпажу).
Из рисунков 4.4.-4.5. видно, что уменьшение площади проходного сечения на 16% СА турбины ТК VTR200N привело к тому, что давление наддува увеличилось (соответственно выросло и давление газов перед турбиной), частота вращения также увеличилась. Следовательно, КТЩ турбины и компрессора должен был увеличиться.
Следует отметить, что КПД турбины незначительно изменяется при изменении площади СА, а довольно существенно при изменении нагрузки дизеля.
На рис. 4.6 показаны зависимости КПД турбины и компрессора ТК VTR 200N дизеля 8ЧН25/34-3 при различных площадях СА турбины и нагрузках дизеля. На этом же рисунке приведена зависимость КПД ТК VTR 200N (без учета механических потерь в подшипниках — считая, что они при замене СА не изменились) от нагрузки дизеля. Из рисунка 4.5. видно, что уменьшение площади СА привело к увеличению КПД ТК на 10%.
Также из рисунка 4.6. видно, что на нагрузках ДГ от 200 до 300 кВт КПД компрессора и турбины ТК низкий и только на нагрузках около 400 кВт приближается к достаточно высокому уровню. Из рисунка 4.7 видно, что с увеличением нагрузки дизеля среднее давление газового потока незначительно увеличивается, но при этом заметно возрастание амплитуды колебаний газового потока.
При изменении площади СА ТК (рис.4.7-4.8.) происходит увеличение среднего давления газового потока, связанное с уменьшением пропускной способности СА.
Из рис. 4.9. видно, что максимальная температура газа на режимах 300 и 400 кВт получена на ДГ с СА F Са = 1 и она равна соответственно «530С и «570С. Применение ТК VTR-200N с СА Fca = 0,84 на ДГ привело к тому, что максимальная температура газа перед турбиной снизилась и стала равной при мощности 300 кВт «385С, а при мощности 400 кВт «500С.
Изменение площади СА ТК VTR-200N от FcaU до Fra2 = Fca2/Fcal =0,84 и FCa3 = 0,74 на дизеле 8ЧН 25/34-3 приводит к уменьшению амплитуды колебаний температуры и давления газа, параметры которых становятся более равномерными. Такой характер изменения температуры и давления импульсного газового потока приводит к повышению КПД турбины.
На некоторых судах СОД 8ЧН 25/34-3 оборудованы ТК PDH 25. Дизели находились в плохом состоянии. Максимальная нагрузка, которую они обеспечивали - 300 кВт. Была произведена модернизация посредством изменения площади проходного сечения СА турбины. Предварительные расчеты показали, что для работы на нагрузке 250 кВт, наиболее выгодна площадь СА турбины Fca = 0,8.
