автореферат диссертации по авиационной и ракетно-космической технике, 05.07.05, диссертация на тему:Разработка, исследовательские испытания и доводка малоразмерных турбокомпрессоров

ОТКРЫТОЕ АКЦИОНЕРНОЕ ОБЩЕСТВО КАМАЗ

РГ6 ОД

Па правах рукописи

Г'атауллин Наил Абдуллопич

РАЗРАБОТКА, ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЕ ИСПЫТАНИЯ И ДОВОДКА МАЛОРАЗМЕРНЫХ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ.

Специальное^ 05.07.05 - Тепловые двигатели

лепиельных аппаратов 05.04.02 - Тепловые двигатели

Диссертация в виде научною доклада на соискание ученой степени

кандидата технических наук

Казань 1998

Официальные оппоненты:

- доктор технических наук, профессор Гафуров Руханил Абдулкадырович;

- кандидат технических наук, доцент Румянцев Валерий Владимирович

Ведущая организация (предприятие):ОАО Казанское моторостроительное производственное объединение

Защита состоится « & » ¿-^■г/Ц) 1998г. в часов, на зас«

Дании диссертационного совета Д063.43.01 Казанского государственного техниче ского университета им.А.Н.Туполева по адресу: 420111, г.Казань, ул. Карла Марка 10.

С диссертацией в виде научного доклада можно ознакомиться в библиотеь КГТУ им. А.Н.Туполева.

Диссертация в ввде научного доклада развела! « *2<Л> л^ия 1998г.

Ученый секретарь

диссертационного совета — ~~7" АГ.Карииова

Актуальность темы: В настоящее время широкое применение в различных отраслях промышленности находят малоразмерные турбокомпрессоры (МТКР). Как составная часть, они входят в авиационные газотурбинные двигатели малой тяги, применяемые в беспилотных летательных аппаратах и крылатых ракетах; маломощные турбовальные двигатели для вертолетов. МТКР используются также во вспомогательных авиационных двигателях. Центробежный компрессор (ЦБК) и радиальная турбина (РТ) используются в различного рода агрегатах, устанавливаемых на борту летательного аппарата. МТКР находят применение в авиационных поршневых двигателях как средство повышения их высотности и мощности. В наземных тран-гпортных средствах МТКР устанавливаются на дизелях. Система газотурбинного наддува (СГТН) дизеля включает в себя, как правило, МТКР и охладитель надду-аочного воздуха (ОНВ). Применение СГТН на дизелях позволяет повысить их удельную мощность, улучшить топливную экономичность и обеспечить требуемую экологическую чистоту продуктов сгорания. Несмотря на различные области применения МТКР проблемы их проектирования и создания имеют много общего. В настоящей работе эти проблемы рассматриваются применительно к дизелям. Существующие современные методики расчетов характеристик агрегатов СГТН и двигателя в целом, не решают всего комплекса проблем, возникающих при их проектировании, и позволяют давать лишь качественную оценку. Поэтому экспериментальные исследования узлов и агрегатов СГТН являются актуальными и остаются пока наиболее надежным инструментом как при проектировании и доводке этих агрегатов, так и при совершенствовании их математических моделей. Обобщение экспериментальных результатов и их систематизация представляется важной в связи с сокращением финансирования научно-исследовательских работ и невозможностью троведения широкомасштабных экспериментов. В то же время новые двигатели, в том числе авиационные, должны быть конкурентоспособными на мировом рынке. Дель работы и ее плановость; Создание высокоэффективных агрегатов и узлов -ITH со стабильными характеристиками в условиях массового производства..!» зснове их комплексного экспериментально-теоретичекого исследования.

Работа выполнялась в ОАО КамАЗ в соответствии планами опытно-«шструкторских и научно-исследовательских работ Минавтопрома.

Задачами работы являлись:

1. Создание стенда для исследовательских испытаний ТКР, разработка методик «следовательских испытаний и обработки результатов испытаний.

2. Исследовательские и доводочные испытания элементов МТКР. Выработка таучно-обоснованных экспериментально подтвержденных конструкторских реше-шй, направленных на повышение эффективности и надежности работы МТКР.

3. Разработка способа изготовления отливки колес компрессора и турбины ТКР то образцу, изготовленному механообработкой.

4. Определение необходимого уровня эффективности ОНВ, разработка, изготовление и исследовательские испытания ОНВ для двигателей КамАЗ.

5. Выбор способа регулирования давления наддува, условий регулирования и >азработка регулируемого МТКР.

6. Выбор метода оценки уровня качества и стабильности характеристик МТКР I условиях массового производства и создание стенда оригинальной конструкции.

Научная новизна:

1. Установлена оптимальная макро и микрогеометрия (шероховатость поверхности, зазоры) элементов проточной части ЦБК. Показано, что рабочее колесо с наклонными лопатками, с геометрическим углом выхода Эй = 62° и профилированным диффузором обладает лучшими аэродинамическими качествами по сравнению с рабочим колесам, имеющим лопатки без наклона, с геометрическим углом выхода Р*2 = 90° и диффузором с гоюскопараллельными системами.

2. Исследована область неустойчивой работы компрессорной ступени. Выявлена зона «мягкого помпажа» и показано, что граница начала зоны «мягкого пом-пажа» проходит по точкам максимальных значений напорных характеристик.

3. Разработан метод экспериментальной оптимизации проточкой части безлопаточного направляющего аппарата турбины (БНА) МТКР, предложен закон профилирования направляющего аппарата, обеспечивающий равенство углов выходе потока газа из щелевого конфузора.

4. Предложена и экспериментально подтверждена наиболее эффективная схемг подшипникового узла для МТКР.

5. Разработаны оригинальные технологии получения отливок колес компрессора и турбины по образцам, изготовленным механообработкой.

6. Экспериментально обоснованы требования к уровню эффективности ОНЕ для двигателей КамАЗ, отвечающих нормам по токсичности Евро-1 и Евро-2.

7. Предложен метод определения условий регулирования, способа и закона регулирования давления наддува двигателя с СГТН.

8. Впервые предложен метод оценки качества изготовления и сборки МТКР пс уровню температуры газов перед турбиной при их испытаниях в составе специального стенда, работающего по схеме одновального газотурбинного двигателя с выне сенной камерой сгорания.

Достоверность полученных результатов подтверждается применением высоко точной измерительной аппаратуры, отвечающей всем требованиям современно« теплофизического эксперимента, повторяемостью полученных результатов и их под тверждением при параметрических испытаниях двигателя, многочисленными испытаниями МТКР и их сравнением с данными других фирм, независимой экспертизой проводимой при сертификации двигателей за рубежом.

Практическая ценность. Предложенные в настоящей работе экспериментальны! материалы, методы проектирования и оптимизации, оригинальные технологии изготовления рабочих колес, метод контроля качества МТКР и отдельные конструктор ские решения могут быть использованы как специалистами, занимающимися разра боткой и доводкой СГТН для транспортных дизелей, так и специалистами, зани мающимися разработкой и доводкой малоразмерных двигателей летательных аппа ратов.

Реализация работы на производстве. На базе представленных работ в ОАО Ка мАЗ создан типоразмерный ряд турбокомпрессоров серии «С» и охладители надду вочного воздуха типа «воздух-воздух» и «жидкость-воздух». Производство внов! разработанных МТКР типа ТКР7С освоено в ОАО КамАЗ, а ОНВ в ОАС "Теплообменник" г.Н.Новгород и в ОАО "Сатурн" г.Омск.

Двигатели КамАЗ моделей 740.11-240, 740.21-240, 740,20-60, укомплектованные этой СГТН, успешно прошли сертификационные испытания на соответствие требованиям Евро-1. Пять моделей двигателей планируется сертифицировать в 1998г. на соответствие требованиям Евро-2. На базе материалов по регулируемому наддуву на КамАЗе был создан двигатель для городского автобуса. Испытания двигателя показали перспективность этого направления.

По патенту №1812474 Роспатента разработан, изготовлен и введен в эксплуатацию в производстве ТКР ОАО КамАЗ стенд для предъявительских я приемосдаточных испытаний.

Апробация работы. Работа обсуждалась по частям и полностью на семи научно-технических конференциях различного уровня, в том числе: на Всесоюзной конференции «Агрегаты наддува и их совместная работа с дизелями» (г.Чеяябинск, Челябинский филиал НАТИ, 1982г.); на республиканской конференции «Конверсия производства деталей двигателей внутреннего сгорания» (г.Харьков, Харьковский политехнический институт, 1991г.); на всесоюзном научно-техническом семинаре «Разработка и оптимизация динамических характеристик двигателей мобильных сельскохозяйственных комплексов» (г.Казань, Казанский сельскохозяйственный институт,1991г.); на 49 научно-методической и научно-исследовательской конференции, посвященной 60-летию МАДИ (г.Москва, МАДИ, 1991г.); на девятой международной научно-технической конференции по компрессоростроению (г,Казань? Каз-гостехуниверситет, 1993г.); на международной научно-технической конференции «Механика машиностроения» (г.Набережные Челны, КамПИ, 1995г.); на 10 научно-техническом семинаре «Внутрикамерные процессы в энергетических установках. Акустика, диагностика» (г.Казань, КВАКИУ, 1998 г.); на расширенном заседании кафедры турбомашин Казгостехуниверситета им.АН.Туполева, ]998г. Тезисы докладов опубликованы. Во всех случаях научные результаты работы получили одобрения.

Личный вклад автора в работу: Автором сформулированы основные задачи проектирования, совершенствования и доводки МТКР и ОНВ. По разработкам автора на КамАЗе создан стенд для испытания агрегатов СГТН. Им предложен способ оценки качества выпускаемых заводом ТКР и принципиальная схема стенда для предъявительских и приемо-сдаточных испытаний. Под его научным руководством были разработаны методы испытаний элементов СГТН, обработки опытных данных и обобщения полученных результатов. Под его методическим руководством на КамАЗе создано семейство высокоэффективных турбокомпрессоров ТКР7С и ОНВ, которые успешно прошли приемочные и сертификационные испытания в составе двигателей КамАЗ-740.11-240, 740.21-240, 740.20-260; опытные образцы регулируемых ТКР и двигателя с электронным регулированием давления наддувочного воздуха.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 13 печатных работ, в том числе один патент на изобретение.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

1. Исследовательские и доводочные испытания малоразмерных турбокомпрессоров

Испытания элементов турбокомпрессора проводились на специальном исследовательском стенде, созданном по разработкам автора, для газодинамических испытаний ТКР НТЦ ОАО КамАЗ, оснащенном измерительной аппаратурой соответствующего класса точности. В процессе проведения комплекса исследовательских испытаний, в зависимости от целей и задач, стенд доукомплектовывался комплектом аппаратуры фирмы «AVL» для исследований волновых процессов НР414, виброиз-меригельной аппаратурой фирм «Брюль и Къер» и т.д. Обработка результатов испытаний и построение характеристик компрессора и турбины выполнялись на ПЭВМ, которая входит в состав стенда.

1.1. Компрессорная ступень

Исследованию рабочих процессов и характеристик ЦБК посвящены труды известных отечественных и зарубежных ученых В.И.Страховича, В.С.Стечкина, К.Пфлейдерера, Б.Эккерта, К.В.Холщевникова, В.Ф.Риса, Б.С.Виноградова, К.П.Селезнева, Ю.Б.Галеркина и др. Выполненные исследования достаточно полис отражают основные особенности работы ЦБК и позволяют вести их расчет и проектирование. Однако, все методы расчета построены на использовании опытных данных по течению воздуха в элементах ЦБК. На сегодняшний день для малоразмерны» ЦБК этих данных явно недостаточно. Испытания первых вариантов ЦБК ТКР7Н-1 ОАО КамАЗ и их сравнение с зарубежными аналогами показали их недостаточнук аэродинамическую эффективность. Особенностью автомобильного двигателя, в составе которого работает МТКР, является широкий диапазон скоростных и нагрузочных режимов работы - т.е. широкий диапазон изменения напорных и расходные характеристик ЦБК. Поэтому обеспечение пологих напорных характеристик ЦБК < максимально-возможными уровнем и зонами постоянных значений КПД для TKI транспортного дизеля задача первостепенной важности. На левой ветви харакгери стики необходимо также знать запас по помпажу, что требует более полного изуче ния зон неустойчивой работы компрессорной ступени. Решение этих проблем и яв ляется целью газодинамических, исследовательских испытаний ЦБК.

Сильное влияние на характеристики ЦБК оказывает выходной угол лопата рабочего колеса ßjg В компрессорах средней и высокой напоряости, как прави ло, ßjj = 90° . Анализ расчетных исследований показал, что при п , <2,2 целесооб разно применять < 90°, т.е. колеса с загнутыми назад лопатками. Выполненные экспериментальные исследования позволили определить оптимальную геометрии колеса ЦБК с диаметром Дд = 0,074 м, где величина угла ßjj составила 620, а утл; установки лопаток относительно диска колеса ло направлению вращения у = 58° .

Сравнительные испытания ЦБК с колесом с радиальными лопатками и с коле сом с лопатками загнутыми назад, при прочих равных условиях, показали неоспс римые преимущества последнего. Максимальное значение КПД ступени (г|*„д) с ра-

доильными лопатками составляет 0,69, тогда как с колесом с загнутыми назад лопатками равно 0,72, а зона постоянных значений КПД, равному 0,69, в первом случае охватывает диапазон расходов G^rO,095...0,150 кг/с, а во втором случае г|щ = 0,7 охватывает диапазон =0,075...0,170 кг/с, что шире в 2 раза. Од-

ним из важных преимуществ колеса с загнутыми лопатками является значительное смещение границы помпажа в сторону меньших расходов. Так, если на режиме U2 = 250 м/с помпаж v степени наступает гаж = 0,09 кг/с, то с колесом с загнутыми назад лопатками лишь при G^ =0,060 кг/с.

Преимущества колеса с загнутыми лопатками в большей степени проявляются в зоне малых расходов и больших степеней повышения давления, что очень важно для ТКР, работающих в составе транспортного двигателя. Следует отметить, что ЦБК с колесом с загнутыми назад лопатками имеет несколько пониженную напорную характеристику.

Было сказано, что угол установки лопаток относительно диска у< 90° и лопатка имеет наклон по направлению вращения. Это привадит к смещению пика эпюры давления к внутреннему меридиональному обводу, т.е. к снижению перетечек через зазор «колесо-корпус», обеспечивая тем самым некоторую компенсацию потери напора в связи с уменьшением угла .

Сохранение величины напора в связи с уменьшением угла (3^ можно добиться либо увеличением диаметра колеса на выходе Дг, что нежелательно в связи с увеличением размеров корпуса компрессора, либо применением двухярусных лопаток на входе в колесо. В настоящей работе установлено, что колесо компрессора с рл2 < 90° и двухярусными лопатками по налорности не уступает одноярусному колесу с радиальными лопатками и существенно превосходят по уровню КПД. Граница помпажа в этом случае смещается в сторону больших расходов.

На характеристики компрессорной ступени существенное влияние оказывает газодинамическое совершенство как диффузора, так и улитки (воздухосборника). В полузакрытых колесах малоразмерных компрессоров существенное влияние на рабочий процесс оказывает трех- мерность потока, приводящая к возникновению градиента давления по высоте лопатки нз выходе Ь2. В результате в диффузоре возникает несимметричная картина течения воздуха, что приводит к отрыву потока на передней стенке диффузора. В этом случае воздействие на поток можно осуществлять пу? тем профилирования диффузора. В результате комплекса исследовательских работ установлено, что применение профилированного диффузора по сравнению с диффузором с параллельными стенками более предпочтительно. В рамках этих работ определены оптимальные для ТКР7 значения относительного диаметра диффузора ДетФ = ДетфЩжг51,58, относительного диаметра профилированной части диффузора Дифпр = Дгофпр/Д.2 = 1,31 и относительной ширины диффузора Ь^ф = Ь^ф/ Дз= =0,054.

Применение профилированного диффузора с оптимизированными размерами позволило повысить КПД ЦБК ТКР7С до 0,74, т.е. на 2%.

КамАЗ выпускает широкую гамму двигателей, отличающихся уровнем форси-ровки и, следовательно, гидравлическими характеристиками. В этих условиях возникает необходимость перемещения характеристик турбокомпрессора вправо или влево по расходной оси. Необходимый эффект достигается изменением площади на входе в компрессор. Экспериментальным путем установлено, что уменьшение размера Д) от 0,0495 м до 0,045 м при прочих равных условиях позволяет перемещать

расходные характеристики в зону чалых расходов при из - 400 м/с от 0,155 кг/с до 0,12 кг/с, а при и2 = 180 м/с от 0,04 кг/с до 0,025 кг/с. При этом напорные характеристики и уровень КПД изменяются незначительно, хотя из испытанных вариантов оптимальной по этим параметрам.является ступень с Д1 = 0,047 и.

Существенное влияние на КПД компрессора оказывает чистота поверхности проточной части улитки. Улучшение чистоты поверхности улитки с К2= 80-320 мкм до Л, = 1,25 шм позволяет увеличить максимальный КПД компрессора на 1 - 2,5% в зависимости от частоты вращения ротора МТКР и расхода воздуха. По результатам этих исследований выбрана технология литья корпуса компрессора -литье под давлением.

В процессе доводки ТКР7 исследовалось влияние осевого зазора 8 между корпусом компрессора и колесом. Установлено, что увеличение 5 наОД-Ю'^м с соответствующим увеличением ширины диффузора приводит к уменьшению КПД компрессора на 0,5%, что в диапазоне возможных изменений зазора в пределах допус-ковой схемы ТКР7Н (0,21-1,22>10* и составляет 4 - 4,5%. Это обстоятельство учитывалось при выборе конструкции подшипникового узла ТКР7С.

При согласовании ЦБК с дизелем обычно используют метод наложения их гидравлических характеристик друг на друга, и их совместимость оценивается двумя основными критериями: уровнем КПД на режимах совместной работы и запасом по помпажу, определяемым коэффициентом запаса устойчивости компрессора Ку (рис.1г). По рекомендациям различных источников значения Ку находятся в пределах 8...12%. Однако, на практике выявляется несовместимость компрессора и дизеля даже при выполнении этих рекомендаций. С целью более глубокого изучения зон неустойчивой работы ЦБК были проведены специальные исследования. Исследования проводились с использованием комплекта аппаратуры фирмы «АЛЛ.» МР414, предназначенной дня исследования волновых процессов в системах ДВС (рис. 16). На первой этапе снимались многопараметровые характеристики ЦБК. Зона неустойчивой работы компрессора фиксировалась на точках жесткого помпажа. На втором этапе проводились испытания с записью изменения давления в четырех точках воздушного тракта ЦБК (рис.1а). Испытания проводились следующим образом:

- при полностью открытой заслонке устанавливались поочередно режимы работы ступени при 5-ти значениях частоты вращения ротора, равных 40, 50, 60, 70, 80 гас.шш1, в дальнейшем они обозначены п - начальная частота;

- при помощи исполнительного механизма с дистанционным управлением заслонка за компрессором ставилась на режим закрытия с постоянной скоростью и одновременно включалась запись давлений и частоты вращения ротора п.

Запись проводилась от положения «заслонка открыта» до наступления помпажа. При наступлении помпажа открывался противопомпажный клапан, и запись прекращалась.

На рис.1 в представлены записи, выполненные при начальной частоте вращения ротора 80 тыс.мин'1, где обозначены три характерные точки: т. 1, т.2, т.З. Далее эти точки наносились на многопараметровую характеристику ступени (рис.1 г). Линии, соединяющие одноименные точки, разделяют область работы ЦБК на три зоны.

Первая зона характеризуется относительно низкими значениями напора и КПД ступени при фиксированных и постоянных значениях частоты вращения ротора, тс есть далека от расчетных режимов ступени.

Вторая зона - наиболее оптимальная зона работы компрессорной ступени и характеризуется высоким напором и КПД ступени.

Третья зона - зона мягкого помпажа, то есть зона начала неустойчивой работы ступени. После достижения точки т. 2 на всех испытанных режимах увеличивается амплитуда колебаний всех 4-х линий и Р,|, Р,2 , Р«э и Р,4, причем 'с приближением к точке т.З амплшуда колебаний возрастает. После достижения точки т.З амплитуда колебаний возрастает в 2+3 раза по всем 4-м линиям - начинается жесткий помпаж (рис.1в, 1г).

Как следует из анализа многопараметровой характеристики ступени, с нанесенными границами зон, граница начала мягкого помпажа проходит по точкам изменения знака угла касательной к напорной линии. Это означает, что пиковые точки на; порных линий многопараметровой характеристики на различных окружных скоростях колеса компрессора являются точками, определяющими границу начала'мягкого помпажа. Дополнительные испытания ступеней, отличающихся друг от друга количеством лопаток, формой лопаток, ярусностью лопаток на входе, подтвердили правомочность этого вывода.

Знание этой закономерности позволяет безошибочно подобрать или согласовать МТКР для работы в составе двигателя.

Для иллюстрации сказанного на рис.1 г представлена многопараметровая характеристика компрессорной ступени ТКР фирмы «Швитцер» мод. 82В с нанесенной гидравлической характеристикой двигателя КамАЗ-7405. Как следует из рисунка, значительная часть внешней скоростной характеристики двигателя находится в зоне мягкого помпажа, что исключает возможность применения данного ТКР дм работы в составе двигателя КамАЗ-7405.

В соответствии с условием динамической устойчивости, полученным К.В.Холщевниковьш, при увеличении объема сети нагнетания область самовозбуждения возрастает, а устойчивость системы уменьшается. Проведенные в рамках данной работы исследования, подтвердили этот вывод. В то же время осциллограммы поипажных колебаний давления воздуха перед и за компрессором при различных объемах сети нагнетания (V) позволили получить новые результаты. Установлено, что с увеличением V частота (у) и амплитуда помлажных колебаний (А) давления: воздуха перед и за компрессором существенно уменьшается. Так если в случае без объединения коллекторов левого и правого ряда цилиндров двигателя КамАЗ-7405 при окружной скорости колеса компрессора и2 = 300 м/с амплжуда колебаний воздуха за компрессором составила А = 69 кПа, а частота колебаний V = 22 Гц, то объединение коллекторов левого и правого рядов цилиндров патрубком в зоне 1 и 5-го цилиндров позволило уменьшить А до 46 кПа, а V до 14 гц, что благоприятно отразилась в надежности как ЦБК, так и двигателя в целом.

1.2. Турбинная ступень

Геометрические параметры радиально-осевой турбины (РОТ) д ля первых образцов МТКР ОАО КамАЗ были определены по методикам, разработанным в КАТИ. В процессе расчетного исследования использовались также работы известных специалистов в данной области АН.Шерсттока, АЕ.Зарянкина, В.Т.Митрохина,

КХБ.Моргулисгц В.Н.Каминского, Д.А.Доховича, Н.Емина, Н.С.Хашша и др.ав торов.

В РОТ МТКР используются, как правило, безлопаточные направляющие аппараты (БНА). В связи с тем, что БНА является основным настроечным элементом РОТ и МТКР, имеет до 5 вариантов корпусов турбины, их проектированию и совершенствованию уделяется особое внимание. Проектирование БНА как газосборника и как аппарата, преобразующего потенциальную энергию газа в кинетическую и направляющего газы под нужным углом в рабочее колесо (аО, является сложной технической задачей:Скорость газа на выходе из щелевого конфузора Q и угол а, являются основными параметрами потока, характеризующими газодинамическую эффективность БНА.

С целью изучения зависимости КЦД турбинной ступени п от закона профилирования проточной части БНА были проведены специальные экспериментальные исследования. Изготовлены варианты корпуса турбины, отличающиеся друг от друга законом изменения площади проходного сечения F по углу (р. Варианты корпусов были получены путем доработки литейных стержней. Схема доработки стержней и закон изменения F = / (tp) для 2-х вариантов показаны на рис.За. Для облегчения условий проведения эксперимента и получения более точных результатов применялся метод продувки турбины «холодным» воздухом. Геометрия модельного устройства полностью повторяла геометрию корпуса экрана турбины и меридиональные обводы колеса. Продувка проводилась при фиксированных расходах воздуха 300, 450, 650, 700 кг/с. При испытаниях проводились замеры параметров потока, необходимых для определения теоретической C,s и действительной С] скоростей на выходе из БНА. По ним определялся коэффициент скорости ср= С]/ C]S.

Измерение угла выхода та щелевого конфузора проводилось при помощи трубки замера полного давления, снабженной стрелкой указателем и лимбом с отъюстированным нулем, при значениях угла ф = 30°, 90°, 150°, 210°, 330° (рис.Зв). По результатам испытаний установлено, что коэффициент скорости при равном значении начального сечения F0 от закона профилирования проточной части корпуса турбины практически не зависит и оценивает только его гидравлическое совершенство. Поэтому определение величины угла выхода потока из щелевого конфузора и его стабильности по периметру конфузора является в процессе проектирования и доводки задачей весьма актуальной.

Для иллюстрации сказанного на рис.Зг представлены эпюры, показывающие изменение величины угла выхода потока из щелевого конфузора по <р (по его периметру) при исходном варианте закона профилирования и в доработанном варианте (рис.Зб). Как следует из эпюр при исходном варианте профилирования значительная часть корпуса турбины (<р =80°"+ 210°) работает неэффективно. Угол выхода в этой зоне составляет менее 5 . Это означает, что угол входа потока в колесо турбины в этой зоне мал, а это потеря кинетической энергии, которая могла бы быть передана колесу. Для иллюстрации эффективности проделанных конструкторско-исследовательсхих работ на рис.Зд представлены характеристики турбин, снятые на стенда для испытаний МТКР в исходном и доработанном вариантах БНА и резулъ-. таты моторных испытаний этих же вариантов на рис.Зе. Как следует из представленных рисунков, стремление к увеличению и выравниванию а, по периметру щеле-

вого конфузора привели к изменению закона профилирования корпуса. Это отразилось на характеристиках ступени в целом: произошло некоторое снижение пропускной способности турбины, а максимальный рост эффективного КПД ступени т]*ге составил 3%. При работе турбокомпрессоров в составе двигателя эти изменения особенно ярко выразились на режиме максимального крутящего момента, где удельный аффективный расход топлива снизился на б г.квт.ч, а дымность отработавших газов на 0,38 ед.Бош.

Описанный метод использовался при создании типоразмерного ряда турбокомпрессоров ТКР7С. В процессе доводочных работ вариантных корпусов ТКР7С установлено, что в диапазоне <р = 0+300° отношение ВИ по <р должно подчиняться закону прямой линии, где И площадь поперечного сечения канала корпуса турбины без /чегга площади поперечного сечения щелевого конфузора, а Я расстояние от оси кокса турбины до центра тяжести площади поперечного сечения канала. При этом обеспечивается хорошая равномерность угла выхода потока из щелевого конфузора то ср и, как следствие, высокий уровень КПД ступени.

Так же, как и колесо компрессора на характеристику турбинной ступени наибо-гее существенное влияние оказывает газодинамическое совершенство рабочего коле-•л. При проектировании колеса турбины конструктору приходится решать сложную адачу - снижение массы колеса до минимума при сохранении газодинамического ювершенства и прочностных показателей на уровне требований, обеспечивающих (ффективную работу МТКР в составе двигателя. Стремление к снижению массы ко-(еса, а, следовательно, момента инерции ротора, продиктовано необходимостью ведения до минимума отставание нарастания давления наддува от требуемой вели-шшы при разгоне транспортного средства. При проведении конструкторских и ис-ледовательских работ с использованием технологий получения рабочих колес по >бразцам, полученным механообработкой, были изготовлены и испытаны десятки ариангов колес турбины. В результате этих работ была выбрана конструкция коле-а с неполным диском. Колесо имеет 11 радиальных серповидных лопаток парабо-ического профиля. Это позволило уменьшить массу колеса по сравнению базовым а 0,130 кг, сохранив эффективность ступени на исходном уровне и увеличить ко-ффициент запаса прочности по разрушению Кр с 3,1 до 4,3.

1.3. Подшипниковый узел

В МТКР в качестве опор ротора используются подшипники скольжения. В об-асти гидродинамической смазки известны работы Н.П.Петрова, О.Рейнольдса, [.Е.Жуковского, М.В.Коровчинского, С.АЧернавского, В.А-Максимова, [.В.Горюнова и многих других авторов. Выполненные работы позволяют наметить сновные пути совершенствования подшипникого узла базового варианта ТКР7Н. 1еханические потери в подшипниковом узле уменьшают эффективный КПД турби-ы, влияют на раскрутку ротора. Выход подшипника из строя может вызвать раз-ушеше элементов МТКР и привести к аварии всего двигателя.

Эффективным способом снижения механических потерь в подшипниковых узах ТКР является уменьшение диаметра вала ротора.

Так, уменьшение диаметра вала ротора ТКР7Н-1 от 0,014 до 0,011 м привело к осту эффективного КПД турбинной ступени на 3+5%.

Как известно, типоразмеркый ряд турбокомпрессоров серии «Н» комплектуется подшипниковым узлом на базе невратцающейся моновтулки (НМВ). Это решение, как показали расчетные исследования, проведенные совместно с КГТУ и мировой опыт турбокомпрессоростроения, не является оптимальным. Наряду с низким механическим КПД подшипниковый узел ТКР7Н, несмотря на кажущуюся простоту при действующей технологии изготовления деталей, не позволяет сузить диапазон расчетных по допусковой схеме осевых зазоров между колесом и корпусом, которые составляют по компрессорной ступени (0,21 - 1,22)-10"3 м, по турбинной ступени (0,25-1,47)-10"3 м. Это результат участия в допусковой схеме определения зазоров 10 деталей, тогда как у ТКР7С их число составляет б и диапазоны расчетных зазоров сужаются по компрессору до (0,23-0,72)-10"э м, по турбине до (0,24-0,43)-10J м. Так как уменьшение осевого зазора на 0,1-Ю'3 м позволяет повысить КПД компрессора на 0,5%, а турбины на 0,2%, можно утверждать, что подшипниковый узел с вращающимися втулками и упорным подшипником (ВВ + УП) с точки зрения стабильности показателей МТКР в условиях массового производства более предпочтителен.

С целью количественной оценки изменения показателей МТКР при применении различных схем подшипникового узла был поставлен эксперимент на базе турбокомпрессора фирмы Холсет модели Н1В/Н15А5. При проведении испытаний ротор и штатный упорный подшипник сохранялись. Результаты испытаний подшипникового узла приведены на рис.2. Как следует из сравнения вибрационных характеристик (рис.2а), лучшим из испытанных вариантов является вариант с вращающимися втулками (ВВ) и с упорным подшипником (УП). Так, амплитуда суммарного виброускорения (среднеквадратичного уровня) АЕ для этого варианта не превышает 2,5 g, тогда как AI при втором варианте исполнения достигают величины 10g. Эта разница объясняется эффектом демпфирования двойного масляного клина, которые образуются как между валом и втулкой, так и между втулкой и корпусом. Для иллюстрации снижения механических потерь и как следствие роста эффективного КПД турбинной ступени при применении варианта ВВ+УП представлены совмещенные характеристики ti*„ = Дя/). Как показано на рис.2б переход от конструкции подшипникового узла с невратцающейся моновтулкой (НМВ) к узлу с вращающимися втулками и упорным подшипником позволяет повысить г|*те га 3-4-5%. Эта разница объясняется снижением потерь на трение в результате разделения окружной скорости вала ротора на 2 поверхности трения.

При выборе подшипникового узла турбокомпрессоров серии «С» результаты этих работ играли решающую роль.

В этом разделе представлены результаты наиболее важных исследовательскт работ, проведенных при доводке турбокомпрессоров серии «Н» и при создании серии «С».

Для иллюстрации эффективности выполненных работ на рис.4а,б,в,г представ лены характеристики ступеней ТКР7Н-1 и ТКР7С-9, сравнительные внешние скоростные характеристики двигателя КамАЗ 740.20-260, поочередно укомплектован ного указанными ТКР (рис.4д), и уровни показателей токсичности двигателя с этим вариантами ТКР (таблица 1).

Как следует из рис.4д, замена ТКР7Н-1 на ТКР7С-9 при прочих равных уело виях оказывает на мощностные, экономические и экологические показатели двига теля существенное положительное влияние. Так, при работе двигателя по внешне!

скоростной характеристике при частоте вращения п = 1400 мин' разница в удельном эффективном расходе топлива достигает до 20 г/кВтч, в дымности до 16 единиц Хартриджа, в крутящем моменте до 100 Им. При этом следует особо подчеркнуть, что удельный вес технического уровня ТКР в комплексе конструкторских решений, вложенных в двигатели КамАЗ, отвечающие требованиям международных стандартов Евро-1 и Евро-2, высок, что наглядно показано в таблице 1. Так, если двигатель, укомплектованный ТКР7Н-1, имел выбросы >Юх =8,12 г/кВтч, то с ТКР7С-9 они составили 6,88 г/кВтч.

2. Разработка и освоение способа изготовления отливок колеса компрессора и колеса турбины турбокомпрессора по образцам

В процессе выполнения конструкторско-исследовательских работ по компрессорной и турбинной ступеням турбокомпрессора часто возникает необходимость в сравнительных испытаниях нескольких вариантов рабочих колес, в том числе и аналога. Применение используемых в массовом производстве способов получения отливок, связанных с изготовлением сложных трудоемких прессформ, нецелесообразно.

Наиболее рационально для экспериментальных целей получение отливок колеса компрессора с использованием резиновой прессформы, снятой с опытного образца колеса, а отливок колеса турбины с использованием формообразующих пластмассовых элементов, снятых с образца колеса.

Способ получения опытных отливок колеса компрессора состоит из 7-ми основных этапов:

1-й этап. Изготовление опытного образца колеса компрессора механической обработкой на станке с ЧПУ.

2-й этап. Получение резиновой прессформы по опытному образцу колеса, изготовленному на 1 -ом этапе.

3-й этап. Заливка резиновой прессформы и получение легкоплавкой модели колеса.

4-й этап. Заливка легкоплавкой модели колеса и получение пластмассовой пресс-формы колеса.

5-й этап. Заливка резиновой смесью прессформы и получение резиновой модели колеса.

6-ой этап. Заливка резиновой модели колеса гипсом и получение гипсовой формы для отливки колеса.

7-ой этап. Заливка гипсовой формы материалом АК 5Мч и получение отливки колеса.

Способ получения отливок колеса турбины состоит из 5-ти основных этапов:

1-й этап. Изготовление опытного образца колеса турбины механической обработкой из мягкого, легко обрабатываемого металла на трехкоординатном станке с ЧПУ.

2-й этап. Изготовление пластмассовых формообразующих элементов-промоделей межлопаточных каналов, заливкой каналов колеса, изготовленного на 1-м этапе.

3-й этап. Сборка пресс-формы из промоделей межлопаточных каналов, полученных на 2-м этапе. Получение восковой модели колеса.

4-й этап. Получение огнеупорной керамической формы колеса.

5-й этап. Заливка огнеупорной керамической формы сплавом типа 1псо 713 и получение отливки колеса.

3. Определение технических требований к охладителям наддувочного воздуха двигателей КамАЗ. Разработка, изготовление и исследовательские испытания теплообменников для двигателей КамАЗ

Введение в систему газотурбинного наддува охлаждения наддувочного воздуха (ОНВ) снижает удельный расход топлива двигателя на всех эксплуатационных режимах работы, приводит к уменьшению вредных выбросов в атмосферу с отработавшими газами и способствует существенному снижению температуры деталей ци-линдропоршневой группы , тем самым повышая ресурс его работы.

Влияние системы охлаждения надаувочного воздуха на показатели двигателя наглядно продемонстрировано на рис.5а в виде регулировочных характеристик по температуре поступающего в цилиндры двигателя воздуха. Как следует из представленных регулировочных характеристик, с точки зрения топливной экономичности, применение ОНВ выгодно на любых режимах работы двигателя. Так, снижение температуры воздуха на входе в двигатель от 85° до 45°С на режиме максимального крутящего момента (п=1400 мин"1, Ре=1250 кПа) позволяет снизить удельный эффективный расход топлива до 10 г/кВтч, а уровень дымности отработавших газов до 30 единиц по Хартриджу. То же происходит на всех испытанных режимах работы двигателя в большей или меньшей степени.

На рис.5в представлены зависимости изменения удельных выбросов окислов азота Ж)х, температуры выхлопных газов Т„ дымности отработавших газов К, и удельного эффективного расхода топлива С» на режиме максимального крутящего момента двигателя 740.20-260 в зависимости от эффективности ОНВ (Е). Этот режим наиболее неблагоприятный с точки зрения образования ИОх и оказывает существенное влияние на уровень выбросов ИОх двигателя в целом. Как следует из представленного графика СМОх = А^Е) минимальное значение выбросов Ж>х на этом режиме может быть достигнуто при уровне Е>85-90%. Иными словами необходимая эффективность ОНВ для двигателей КамАЗ уровней Евро-1 и Евро-2 должна быть более 85%, а это означает, что разница между температурой охлажденного воздуха и охлаждающего воздуха не должна превышать 20°С. Поэтому при разработке ОНВ для двигателей КамАЗ это требование строго выполнялось. В результате выполнения комплекса расчетных, исследовательских и опытно-конструкторских работ в содружестве с АО «Сатурн» (г.Омск) и АО «Теплообменник» (г.Н.Новгород) были созданы варианты ОНВ, конструктивные особенности которых представлены на рис. 56, весогабаритные и стоимостные показатели в таблице 2.

Как известно, эффективная организация потока охлаждающего воздуха к ОНВ, расположенного под кабиной автомобиля, в капо-тированном пространстве автобуса или боевой машины является сложной конструкторской задачей.

Поэтому испытания ОНВ обычно проводят в натурных условиях, т.е. в составе автомобиля или любого другого транспортного средства на тормозном барабане.

Результаты сравнительных теплогидравлических испытаний вышеописанных вариантов ОНВ в составе автомобиля приведены в таблице 3.

Как следует из таблиц 2 и 3, применение ОНВ варианта II с точки зрения гидравлических потерь, удельной массы и себестоимости более предпочтительно.

4. Выбор способа регулирования давления наддува, условий регулирования и разработка регулируемого ТКР

Существует много способов регулирования давления наддува: дросселирование воздуха перед компрессором, перепуск воздуха после компрессора, перепуск газов перед турбиной, сопловое регулирование (РСА) и т.д. Однако из-за малости лопаточных машин турбокомпрессоров для наземных транспортных средств, мощность двигателя которых не превышает 400 кВт, приемлемыми могут быть только первые три способа из них. Поэтому до начала разработок по созданию регулируемого турбокомпрессора возникла необходимость оценки энергетической эффективности этих способов. Как показали результаты исследовательских работ, из этих 3-х способов энергетически выгодным является только перепуск газов перед турбиной. Этот же способ применяют и двигателестроители за рубежом.

Выпускаемые сегодня зарубежными фирмами регулируемые турбокомпрессоры с мембранным приводом управления клапаном перепуска в зависимости от величины давления наддува настраиваются на режим работы двигателя М^юх, т.е. на величину Р, = 50-60 кПа и не могут управлять клапаном при меньших значениях Как следует из анализа регулировочных характеристик двигателя КамАЗ, представленных на рис. 6а, необходимость перепуска наиболее ярко выражается при больших чаете тах вращения коленчатого вала (п) и меньших значениях среднего эффективного давления (Ре), т.е при малых и средних значениях Р„. Из этого следует, что управление клапаном перепуска аналогично зарубежным аналогам решает только часть проблемы и не может быть предложено для перспективных образцов двигателей. Поэтому предложено электронное управление клапаном перепуска по значениям двух параметров Ре и п по закону, определенному по регулировочным характеристикам. Пример определения закона регулирования давления наддувочного воздуха по регулировочным характеристикам представлен на рис.66. Как следует из рис.66, линия регулирования делит область работы двигателя на две практически равные зоны: открытого положения клапана и закрытого положения. При этом следует подчеркнуть, что коридор, где требуется плавное регулирование, относительно узкий и изменение ^ в этом коридоре не превышает 1-1,5 г.кВт.ч, можно утверждать, что управление клапаном может быть фиксированным: «открыто», «закрыто».

На базе наработок, описанных в первом разделе и с учетом работ, представленных в этом разделе, на КамАЗе создан опытный образец регулируемого ТКР и опытный образец двигателя с электронным регулированием давления наддувочного воздуха, характеристики которых представлены на рис.7 и 8. Из анализа характеристик

следует, что по техническому уровню регулируемый ТКР ОАО КамАЗ находится на достаточно высоком уровне, а применение предложенного способа и условий регулирования является направлением перспективным.

При выполнении поисковых работ по регулируемому ТКР оценено также влияние места расположения перепускного клапана на эффективность турбинной ступени: перепуск из одного канала и из двух каналов корпуса турбины. Установлено, что перепуск из двух каналов энергетически невыгоден - приводит к снижению г|*„ на 3%.

5. Создание стенда для контроля качества изготовления и сборки МТКР в условиях массового производства

Оценка стабильности качества изготовления деталей и сборки МТКР с наименьшими энергозатратами в условиях массового производства задача актуальная. Изучение зарубежного опыта и опыта заводов производителей МТКР в СНГ показало, что их методы оценки стабильности качества несовершенные и дорогостоящие. Поэтому автором был предложен простой и относительно недорогой способ оценки качества выпускаемых заводом МТКР и принципиальная схема стенда. По этой схеме МТКР при проведении испытаний работает в составе стенда как одно-вальный газотурбинный двигатель. Это позволяет ограничиться при испытаниях измерением расхода воздуха только через компрессор и по нему оценить пропускную способность турбины. Как известно, чем меньше топлива той же теплотворной способности потребляет энергетическая установка при совершении единицы работы, тем выше ее эффективный КПД. Исходя из этих позиций считалось, что чем меньше температура газа перед турбиной, при фиксированных и равных для всех испытуемых МТКР выходных показателях, тем выше его эффективный КПД, а .следовательно качество изготовления и сборки.

Сегодня производство МТКР ОАО КамАЗ оснащено этими стендами. При запуске стенда раскрутка ротора МТКР осуществляется сжатым воздухом, после запуска, подача которого прекращается.

Параметры МТКР, фиксируемые при испытаниях, разделены на три категории - режимные, контрольные и справочные.

Режимным параметром является единственный параметр МТКР - это давление газа перед турбиной Рт, - при испытаниях устанавливается испытателем.

Контрольные параметры: Тт - температура газа перед турбиной - производная эффективного КПД МТКР, Рму - перепад на мерном коллекторе -производное расхода газа через турбину и дополнительный параметр - величина виброускорения -производная уровня остаточного дисбаланса ротора. Справочные параметры: частота вращения ротора ТКР и давление воздуха после компрессора. Контрольные и справочные параметры МТКР определены по эталонным МТКР. Они изготовлены с

максимальными и минимальными, в пределах допуска по КД, значениями: зазоров ступеней и подшипникового узла, остаточного дисбаланса ротора и проходных сечений проточных частей ступеней. Эталонные ТКР находятся в распоряжении испытательной станции.

Контрольные испытания проходят 100% готовой продукции. МТКР, у которых контрольные параметры соответствуют значениям, эталонных МТКР, считаются годными. Контроль стабильности работы стенда проверяется при помощи эталонных МТКР, показатели которых зафиксированы и известны как испытателю, так и контролеру.

Основные результаты и выводы

1. Установлено, что применение колеса компрессора с загнутыми назад лопатками на выходе приводит, по сравнению с радиальным колесом, к повышению г)*кад на 3% с одновременным расширением зон постоянных и равных значений т|*ад до 2-х раз и к существенному смещению границы помпажа в сторону малых расходов воздуха. Показано, что преимущества этого колеса в большей степени проявляются в зоне малых расходов и больших степеней повышения давления, что важно для транспортного дизеля. Установлено также, что замена одноярусного колеса компрессора на 2-х ярусный при прочих равных условиях приводит к увеличению напорности ступени я*к и расширению зоны постоянных значений т)*км. На этом основании колесо с загнутыми назад лопатками на выходе и 2-х ярусными лопатками на входе предложено для применения в малоразмерных турбокомпрессорах.

2. Применение профилированного диффузора в сочетании с оптимизированной улиткой корпуса компрессора позволяет увеличить г)*щд ступени на 2%. При этом для ступени размерности ТКР7 оптимальные значения относительных диаметров непрофилированной и профилированной частей диффузора составляют Здаф = 1,58 и 1,31.

3. Предложена методика определения границ зоны «мягкого» помпажа компрессорной ступени. Показано, что граница начала «мягкого» помпажа проходит по точкам максимума напорных характеристик, снятых при фиксированных значениях окружной скорости колеса компрессора,

4. Показана возможность получения колеса турбины с уменьшенной, по сравнению базовым вариантом, массой на 28% и увеличенным коэффициентом запаса прочности по разрушению Кр на 36% при сохранении т)*„ турбинной ступени на том же уровне.

5. Предложена методика экспериментального определения угла выхода потока из щелевого конфузора безлопаточного направляющего аппарата с^ и экспериментально установлена его оптимальная величина, которая для ТКР7 составляет 10°. Показано влияние равномерности угла а, = Г (ф) на эффективность ступени и зависимость равномерности а, от закона профилирования. Предложен закон профилирования проточной части направляющего аппарата БНА

6. Выполнен комплекс исследовательских работ по выбору конструкции подшипникового узла малоразмерных ТКР. Установлено, что замена неврашзющейся моновтулки на две вращающиеся втулки и упорный подшипник позволяет повысить г)*те турбинной ступени на 3+5% при одновременном снижении амплтуды суммарного виброускорения корпуса компрессора ТКР А£ с 9% до 2,5 g

7. Созданы новые технологические процессы изготовления отливок компрессора и турбины по образцам, изготовленным механообработкой, которые могут быть предложены как для ускорения НИР и ОКР при создании малоразмерных лопаточных машин, так и при производстве малых серий.

8. Выполнен комплекс исследовательских работ по созданию высокоэффективных охладителей наддувочного воздуха. Установлено, что для двигателей с газотурбинным наддувом и охлаждением наддувочного воздуха, отвечающих требованиям международных стандартов уровней Евро-1 и Евро-2, эффективность ОНВ должна быть не ниже 85+90%. Дальнейшее увеличение Е к существенному снижению N0* в ОГ не приводит.

На основе комплекса выполненных работ созданы и внедрены в производство семейство турбокомпрессоров серии «С» и теплообменники ОНВ, не уступающие по техническому уровню своим зарубежным аналогам. Это позволило создать, сертифицировать и внедрить в производство 3-модели двигателей КамАЗ, отвечающих требованиям Евро-1 и создать 5 моделей, отвечающих требованиям Евро-2, сертификация которых планируется в 1998г.

10. Созданы опытный образец регулируемого малоразмерного ТКР и опытный образец двигателя КамАЗ с электронно управляемым регулируемым наддувом. В процессе исследовательских работ установлено, что регулирование давления наддува должно осуществляться по значениям 2-х параметров п и Ре Определены области работы опытного образца двигателя КамАЗ с открытым и закрытым положением клапанов. Показано, что режим работы клапанов перепуска может быть фиксированным без промежуточных положений, что упрощает конструкцию исполнительного механизма узла регулирования и закона регулирования.

11. Впервые изложен оригинальный способ контроля качества малоразмерных ТКР в условиях массового производства. Создан и внедрен на КамАЗе стенд, в составе которого МТКР работает как одновальный газотурбинный двигатель и общий уровень КПД ТКР, т.е. качество изготовления и сборки оценивается по значению температуры газов перед турбиной.

Основное содержание диссертации опубликовано в работах:

1. Каминский В.Н., Гатауллин Н.А. «Доводка турбокомпрессоров ТКР-7Н» //Библиографический указатель ВИНИТИ. «Депокинированные рукописи» г.Челябинск, 1982г., N2., с. 98

2. Кустарев Ю.С., Тарханов О.А., Загидудлин Р.Я., Гатауллин Н.А, Сакерин ГА Влияние системы охлаждения наддувочного воздуха на показатели двигателя // Тракторы и сельскохозяйственные машины, 1988г., N12, с. 10-14.

3. Крайних ЛИ., Маяцкий С.А, Гатауллин Н.А Выбор параметров волнового об-менника давления для надлува дизеля // Тезисы докладов конференции. «Конверсия производства деталей ДВС», Харьков, 1991г., с. 33-34

4. Гатауллин НА Зародышев В.Л., Сафонов И.В. Программный комплекс для подбора турбокомпрессора под дизель // Тезисы докладов всесоюзного научно-технического семинара «Разработка и оптимизация динамических характеристик двигателей мобильных сельскохозяйственных комплексов», Казань, 1991г., с. 26-27

5. Луканин В.Н., Хачиян A.C., Кузнецов В.Е., Валеев Д.Х., Гатауллин Н.А, Гергенредер В.А, Исхаков H.H. Энергетическая установка для большого городского автобуса с пониженным содержанием вредных веществ в выпускных газах // Тезисы докладов 49-й научно-методической и научно-исследовательской конференции, посвященной 60-летию МАДИ, Москва, 1991г., с. 34

6. Хафизов Р.К., Гатауллин Н.А, Гаев Е.П., Палладий AB., Шитиков И.А, Крамин В.В. Экспериментальное исследование подшипниковых узлов турбокомпрессора ТКР-7 для наддува двигателей// Компрессорная техника и пневматика. Выпуск 2, г.Санкт-Петербург, 1993г., с. 35-37

7. Хафизов Р.К., Гатауллин Н.А, Гаев Е.П., Палладий AB., Шитиков И.А, Крамин В.В. Экспериментальное исследование подшипниковых узлов турбокомпрессора ТКР7 для наддува двигателей // Тезисы докладов 9-й международной научно-технической конференции по компрессоростроению, Казань, 1993г., с. 147.-148

8. Гатауллин Н.А, Галеев АХ., Исхаков Н.М., Классен В.И., Пудилов В.Н., Черме-нев АА Способ испытаний турбокомпрессора двигателя внутреннего сгорания // Авторское свидетельство № 1812474 от 10.10.92г., патент Роспатента № 1812474 от 3.11.93г.

9. Валеев Д.Х., Гатауллин Н.А, Мелентьев АА Результаты работ по созданию двигателя с комбинированной системой наддува // Тезисы докладов международной научно-технической конференции. «Механика машиностроения», Наб,Челны, 1995г., с. 118.

10. Гатауллин Н.А Двигатели, соответствующие Евро-1 // Грузовик, 1995г., № 5, с.30-31

11. Гатауллин Н.А, Горюнов Л.В., Такмовцев В.В., Байчурин P.P. Разработка и совершенствование триботехнических систем агрегатов наддува дизелей транспортных средств в процессе их доводки. // Препринт 98П5, Казань, Kl ТУ им.Туполева АН., 1988г., 26с.

12. Гатауллин Н.А, Горюнов JI.B., Ржавин Ю.А Влияние конструктивных параметров на эффективность ЦБК малоразмерных ТКР// Препринт 98П7, Казань, КГТУ им.Туполева АН., 1998г., 30с.

13. Гатауллин Н.А, Горюнов Л.В. Опыт доводки и совершенствования систем наддува двигателя внутреннего сгорания транспортных средств// Тезисы докладов и сообщения на 10-м научно-техническом семинаре " Внутрикамерные процессы в энергетических установках. Акустика, диагностика Казань, КВАКИУ, 1998г., с. 13-14

*4 -

Аппаратура фирмы «АУЬ » НР414

X

Г

Цифровой анализатор А VI652 I I I

1 ^Г

а)

Схема расположения датчиков давления :

а) №1 на входе в колесо компрессора

б) >Га2 на выходе из колеса компрессора

в) КйЗ на выходе из корпуса компрессора

г) №4 в рессиоере

£

Усилитель разряда А УЬ359 I .. | ,, | ~

К

Датчики пьсзокварцсвыс типа 12ОР300СУК с демпфирующим адаптером 2Р84

б)

РВТ

! 1 1

1 1 ;

; | ! ( 1 1 1

: [ \] \ /с V !

■: 1

' 1 Ш 1

1 1

1 ' / У1 / £

1 ¡А,

< Врл\рту У

\ 1

А 1

(Тт^-й^^Г^ч ! 2& пА гг.

■пч**»**!!»»* ! 1 : |

Результаты измерений давлений воздуха и частоты вращения ротора при п „ = 80000 мин Точка I - точка перегиба линий Рк2; точка 2 - начало мягкого помпазка ; точка 3 - начало жесткого помпажа В)

Коэффициент запаса ^ ( я'т/ рВпрп

устойчивости компрессора : КУ ~

1*Гхг/ Овпрр

Рис.1. Исследование зон неустойчивой работы ЦБК

о о.о* о.<Л см см 4» Са кг/с о- Т. I: х - Т 2. # - г.З

Многопараметровая характеристика ЦБК МТКР 52В с нанесенными характерными точками и наложенной гидравлической характеристикой двигателя КамАЗ-7405

1 | х 100%

ч

ю я е

7

е / 4 3 2 1

ш

гт

а

1 - МИВ; 2•ВВ+ УП

40 10 60 70 ¡О МПп-Гг/>М1/»'

Ъ,

О.бЛ-0.66 0.64

о.б; 0.60 ЙЛ' 0.16

I I ( .. 11 ! ; 1 !

■+ —I- 1 1

т Г - 4-4-

-1 г 1. 1 ТТ" 1 ^

1 I

^тггг: \

--Ц-Ц-, 1 1

а)~

/./ /..' /..'• и /.6 1.7 1.9 б)

Рис.2. Характеристики ТКР с вариантами исполнения подшипникового узла

у

Схема доработки стержня БНА Схема замера угла потока

А, А-А

а)

в)

si 1 1

\

ч

\ 4 „

к *

\

N ч

IN ч.

! ! Ж. Гч.1

1

Я J- 4 i44

Эпюры выхода потока воздуха из БНА

Исхорш !арианш Доработанной вариант

« л » ю И 1»

i m г« m а» » я г

б)

Характеристики турбинной ступени

§¿ÍL\ IOm-'ÍC С р.-з.г

1.

Tí"

0,62

1 j

1 1 -f*

.—1

j ■

s

1 j

.2 1. 3 1. 4 1. 5 I. 6 1.7 1.8 1. 9 г ОТ

0,58 0,S6J

1.2 1.3 1.4 1,5 1.6 1.7 1.8 1,9 г.о и; д)

Haqiyjmtíe хзрашсрисгашси йбиаалзш при п=1400 жшг'с Koprjcaau турбин

2.2 2.0 1,8 1.« 1.4 1.2

Си,

о/.

эо

600 600 700 ' 800 900 1000 nf*

5 8 7 в 8 10 1 • - ЮфПП 1ф0фШ 1 ' - довйооиннуо 1ВДЯШ

Рис. 3. Метод и результаты

оптимизации проточной части БНА

Характеристики компрессорной ступени

ТКР7Н-1

*1

V 16

V и и и

V VI

(Сг^и'/р.'). ЩлгВсс и

щ

17 16

V

и и и

V

.............. г 10

0 до ад йя сл йхвя зф.

а)

Характеристики турбинной ступени ТКР7Н-1 ТКР7С-9

(а^Ы'/Рс'). ю'м-шс

о шхат ае ав ета» аа

б)

и

13

1.9

1.4

1,0 г

4-

и 1.4 1,6 ¡.8 ю и

1.4

1.0 О 1.4 1.6 1Л

1.0

Т]*п щ ы и

1

-т 1

<

/ 1

/

У

/ 1

1 1

1

1.0 1.1 1.4 1.4 1.4 1й 1.1 ц.

1 И 1 М 1 1 1 1

-г-т*"Т 1

1 1

| и 1 | |

г)

Внешняя скоростная характеристики и показатели токсичности двигателя КамЛЗ-740.20-260 с вариантами ТКР

Таблица 1

Модель ТКР Удельные выбросы, г/кВт-ч

СО СН М0*

ТКР7Н-1 1,9 0.7 8,22

ТКР7С-9 2,1 0,8 6,88

Нормы Е\го-1 4,3 1,1 8,0

Нормы Еуго-2 4,0 1.1 7,0

Рис. 4. Комплексная сравнительная оценка эффективности турбокомпрессоров

ТКР7Ни ТКР7С

г

Регулировочные характеристики двигателя КамАЗ по температуре наддувочного воздуха

и-1*00 жияЛ юс * {1070 Н м) п-2200 лил"', № жш-2в0 *.с(1« кВт)

Тг-С 600! 500 400.

0-0 Р^12.75*ае/сл* (1250кПв) Ре-10,00кх/слг ( ВвОхПв) 4-. Рг» в.00кж/е»2 < Ь8в*Па>

зоа

С6, кг/ч 140(х 1300 1200 110010001

-о Рв-9.в1ис/с*а (962 кПв)

— Рв"в,00»с/сжг

(785 кЛв) -» Ре*5.00\ж/см? (460 кПл)

30 40 50 60 70

а)

Конструктивные, весогабаритные и стоимостные показатели матриц ОНВ

Таблица 2

го 40' ¿0 НО 100 120' 1*0 ч.-с

Результаты теплогидравличеааа испытаний ОНВ в составе двигателя на автомобиле КамАЗ

Параметры I вариант II вариант

XхНхВ.м 0.640x0,730x0,058 0,640x0,730x0,058

Удельная масса, кг/м3 655 630

Количество трубок, шт. 56 31

Себестоимость, тыс. руб- 5.00 4.06

Элементная база ОНВ двигателей КамАЗ

Таблица 3

Теп/югидраОлические параметры /Вариант) /Вариснп

Кноп Кр/пах Цнам КцЛЮ*

Спеть гоНииешн йЯ/ения Я,' 1.677 1578 1896 1.621

Сугцпе гая$ц й£.тя по кхНубжту сцхщ. ИР,, тМгя Ш 7Ю 16.9431 7(1 !2ЯЗ> 5М и.тш 197 11.9321

ГкхпеяидоЬтя нЩ&гного базара Ьае.бР^тЫстШ НО 15.2961 189 11.8531 ¿20 И.П9) К7 Нин

ТеплсСюя фрекпйсоъ С№. С. % 921 91.1 В5.( ваз

К определению оптимальной тепловой эффективности ОНВ

п=1400 мин"1, Ре=1250 кПа

к.

Т

(1 г«

Тт. к "С

673 -I- 800 8231850

б)

Рис. 5. Влияние системы ОНВ на показатели двигателя

т

т ти

gt

I 1

1 rltCOm 1

»'j'XC 1 1 I

й, в/я' 11

9

i

7 6 S 4

1 ■

л кПй

т то

т т б)

ж а» л, мил

Рис. б. Пример определения закона регулирования давления наддувочного воздуха щр&нвй сщпЕни Хфоакриаяхикагрвхарнай ап/еш

1.S-lili-и-zо-и-а ии-

тыл

Г„

I и и И ts 1.0 13 !А

0.15

оя cs¡ о.ч

lili

16 is 2.a Zl Zinr.

o)

aot o.os ас a» ojo o» 6)

Рис. 7. Характеристики регулируемого ТКР

• клапаны открыты

клапаны закрыты

J>. ас/с'

с электронны* управлением

Рис. 8. Характеристики двигателя КамАЗ с регулируемым ТКР.