автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Формирование и обеспечение качества подшипникового узла турбокомпрессора высокофорсированного автомобильного дизеля на этапе проектирования и доводки

На правах рукописи

Лущеко Василий Александрович

ФОРМИРОВАНИЕ И ОБЕСПЕЧЕНИЕ КАЧЕСТВА ПОДШИПНИКОВОГО УЗЛА ТУРБОКОМПРЕССОРА ВЫСОКОФОРСИРОВАННОГО АВТОМОБИЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ НА ЭТАПЕ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И ДОВОДКИ

Специальность 05.04.02 - Тепловые двигатели

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

11 ЙЕК 2014

005556657

Москва - 2014

005556657

Работа выполнена в Набережночелнинском институте (филиале) ФГАОУ ВПО «Казанский (Приволжский) федеральный университет» на кафедре «Автомобили, автомобильные двигатели и дизайн»

Научный руководитель доктор технических наук, профессор

Никишин Вячеслав Николаевич

Официальные оппоненты: Гаврилов Александр Алексеевич,

доктор технических наук, профессор кафедры «Тепловые двигатели и энергетические установки» ФГБОУ ВПО «Владимирский государственный университет имени Александра Григорьевича и Николая Григорьевича Столетовых» (ВлГУ)

Мокеров Лев Федорович,

кандидат технических наук, профессор кафедры «Судовые энергетические установки и автоматика» ФБОУ ВПО «Московская государственная академия водного транспорта» (МГАВТ)

Ведущая организация: ФГБОУ ВПО «Московский государственный

технический университет им. Н. Э. Баумана»

Защита диссертации состоится «12» февраля 2015 г. в 14°° часов на заседании диссертационного совета Д 212.140.01 при ФГБОУ «Московский государственный машиностроительный университет (МАМИ) /Университет машиностроения/» по адресу: 107023, г. Москва, ул. Б. Семёновская, д. 38, ауд. Б-304.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке ФГБОУ «Московский государственный машиностроительный университет (МАМИ) /Университет машиностроения/» и на сайте http:// mami.ru.

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенные печатью организации, просим направлять по адресу: 107023, г. Москва, ул. Б. Семёновская, д. 38, Университет машиностроения, ученому секретарю диссертационного совета Д 212.140.01.

Автореферат разослан « jü» г.

Ученый секретарь

диссертационного совета Д 212.140.01 ^ Ю.С.Щетинин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Современные поршневые двигатели внутреннего сгорания (ДВС) характеризуются высокими эффективными и экологическими показателями. Эта задача обеспечивается форсированием ДВС методом газотурбинного наддува. Как правило, на поршневых ДВС с ростом степени наддува возрастают термические нагрузки на турбокомпрессор (ТКР), цилиндропоршневую группу, выпускные коллектора. Так, на современных дизелях КАМАЗ экологического уровня Е-4 и Е-5 максимальное давление сгорания рг составляет 20 МПа, среднее эффективное давление рс достигает 2-^3 МПа. Температуры на впуске и выпуске соответственно 50 и 650 °С. Повышение температуры выпускных газов приводит к увеличению термических и механических нагрузок на ТКР, и в особенности на подшипниковый узел. ТКР может выходить из строя по причине износа подшипников. Для создания и обеспечения высокого ресурса подшипникового узла ТКР необходимо сформировать оптимальное распределение масла и снизить тепловые деформации. Данный вопрос, исходя из литературных источников, является недостаточно изученным. Поэтому комплексное расчетно-экспериментальное исследование условий работы подшипникового узла ТКР высокофорсированного автомобильного дизеля является актуальным. Данная работа посвящена разработке методов расчета и эксперимента температурного, напряженно-деформированного состояния и распределения потока масла в подшипниковом узле ТКР.

Цель диссертационной работы - выявление возможного повышения качества подшипникового узла ТКР высокофорсированного автомобильного дизеля на этапе проектирования и доводки путем формирования и обеспечения оптимальных условий работы за счет надежного подвода масла, отвода тепла и минимизации деформированного состояния.

Для достижения цели сформулированы следующие задачи:

1) разработать математическую модель ТКР в трехмерной постановке в отношении теплового, напряженно-деформированного состояния и распределения потока масла;

2) провести расчетно-теоретическое и экспериментальное исследование теплового, напряженно-деформированного состояния подшипникового узла ТКР;

3) провести расчетно-теоретическое и экспериментальное исследование распределения потока масла по потребителям ТКР;

4) провести расчетно-теоретическое и экспериментальное исследование влияния конструктивных параметров (тепловых зазоров, наличия и отсутствия масло-распределительных канавок) на расход масла, вибрацию и механические потери в ТКР;

5) провести экспериментальное исследование теплового состояния ТКР после резкого останова двигателя;

6) разработать и обосновать предложения по совершенствованию подшипникового узла ТКР.

Объект исследования: турбокомпрессор высокофорсированного автомобильного дизеля.

Методы исследований: методы гидроаэродинамики, контрольного объема, математической статистики, компьютерной графики, математического моделирования тепловых и гидроаэродинамических процессов.

Научная новизна результатов работы заключается в следующем:

- разработана математическая модель в отношении теплового, напряженно-деформированного состояния и распределения потока масла в подшипниковом узле ТКР, учитывающая особенности течений и изменений температур в проточных частях компрессора, турбины и подшипникового узла;

- получено температурное, напряженно-деформированное состояние и распределение потока масла по потребителям в подшипниковом узле ТКР;

- установлено влияние конструктивных параметров (тепловых зазоров, наличия и отсутствия маслораспределительных канавок) на расход масла, вибрацию и механические потери в ТКР.

Достоверность и обоснованность научных положений и выводов обусловлены: использованием фундаментальных законов и уравнений механики жидкости и газа, а также современных численных методов реализации соответствующих математических моделей; согласованием результатов расчетных и экспериментальных исследований и применением при оценке адекватности математических моделей полученных автором достоверных опытных данных.

Реализация результатов. Разработанные математическая модель ТКР и методы расчетно-экспериментальных исследований теплового, напряженно-деформированного состояния и распределения потока масла в подшипниковом узле ТКР применяются в рабочем процессе отдела систем турбонаддува Научно-технического центра ОАО «КАМАЗ» на этапе проектирования и доводки ТКР.

Апробация работы. По основным разделам диссертационной работы были сделаны доклады: на межрегиональной научно-практической конференции «III Камские чтения», 30 апреля 2011 г., Набережные Челны, ИНЭКА; на международной научно-практической конференции «XL Неделя науки СПбГПУ», 5-10 декабря 2011 г., Санкт-Петербург, СПбГПУ; на I всероссийской научно-практической конференции «Современная техника и технологии: проблемы, состояние и перспективы», 23-25 ноября 2011 г., Рубцовск, Рубцовский индустриальный институт; на 77-й международной научно-технической конференции «Автомобиле- и тракторостроение в России: приоритеты развития и подготовка кадров», 27-28 марта 2012 г., Москва, МГТУ «МАМИ»; на VII международной научно-практической конференции «STAR Russia 2012: Компьютерные технологии решения прикладных задач теп-ломассопереноса и прочности», 15-16 мая 2012 г., Нижний Новгород, ННГУ им. Н.И. Лобачевского; на международной научно-технической конференции «б-е Лу-канинские чтения. Решение энерго-экологических проблем в автотранспортном комплексе», 29 января 2013 г., Москва, МГТУ «МАДИ»; на б-й всероссийской конференции молодых ученых и специалистов «Будущее машиностроения России», 25-28 сентября 2013 г., Москва, МГТУ им. Н. Э. Баумана; на международной научно-практической конференции «Прогресс транспортных средств и систем - 2013», 24-26 сентября 2013 г., Волгоград, ВолгГТУ; на международной научно-технической конференции «Инновационные машиностроительные технологии, оборудование и материалы - 2013», 11-13 сентября 2013 г., Казань, КНИАТ.

Публикации. По материалам диссертации опубликовано 13 печатных работ, в том числе 3 - в изданиях, рекомендованных ВАК.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов и списка использованной литературы. Общий объем работы 142 страницы, включая 121 страницу основного текста, содержащего 76 рисунков, 10 таблиц. Список литературы включает 161 наименование на 20 страницах, из них 41 на иностранном языке.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Введение содержит обоснование актуальности темы и общую характеристику работы.

Первая глава диссертации посвящена обзору и анализу современного состояния проблем качества подшипниковых узлов ТКР. Дано краткое описание вопросов обеспечения высоких показателей двигателей методом газотурбинного наддува. Представлено описание конструкций подшипниковых узлов современных ТКР. По результатам обзора рекламаций и дефектов, выявленных в эксплуатации, установлено, что основными возможными причинами выхода из строя современных ТКР являются износ подшипников и течь масла, которые происходят вследствие перегрева и неблагоприятного распределения масла. По итогам первой главы сформулированы цель работы и задачи для ее достижения, изложенные выше.

Вторая глава диссертации посвящена расчетно-теоретическому исследованию ТКР. Расчеты выполнялись в трехмерной постановке методом контрольных объемов. Построение расчетных моделей и численная реализация используемых математических моделей осуществлялись с применением программного комплекса 8ТАЯ-ССМ+.

Расчет теплового состояния подшипникового узла ТКР проводился для конструкции без маслораспределительных канавок. Зазоры между втулками радиального подшипника и корпусом подшипников и между втулками и валом ротора составляли 0,050 и 0,026 мм соответственно. Зазор между осевым подшипником и прижимной втулкой - 0,60 мм. Расчетная модель была построена на основе неструктурированной многоугольной сетки и состояла из 30 областей: 13 - для моделирования течений в компрессоре, турбине и узле подшипников; 17 - для твердых тел. Области сшивались посредством интерфейсов, которые осуществляют обмен энергией между смежными областями. Для корректного расчета теплопередачи были построены слои из призматических ячеек. Общий размер расчетной модели составил 17 млн. ячеек. Математическая модель течений в компрессоре и турбине включала в себя осредненные по Рейнольдсу уравнения неразрывности, Навье-Стокса, энергии и состояния для сжимаемого газа:

( др

д(ри) __

+ V • (рии) = -Чр + V ■ (тт + ТО,

+ V • (рЙЯ) = V ■ [и ■ (тт + + Оь; + ЮЬ р = рт/(ЯГ),

где и - вектор скорости осредненного течения с компонентами и, v и w (в направлении х,у и z), м/с; тганг,- молекулярная и турбулентная составляющие тензора вязких напряжений, Па; Н = Е + р/р - полная энтальпия газа, Дж/кг; Е = CVT + + 0,5(u2 + V2 + W2) - полная энергия газа, Дж/кг; молекулярная и турбу-

лентная составляющие вектора плотности теплового потока, Вт/м2; Г- температура, К; Cv = (Ср — R/m) - удельная теплоемкость газа при постоянном объеме, Дж/(кг-К); Ср - удельная теплоемкость газа при постоянном давлении, Дж/(кг-К); R = 8,31434 Дж/(моль-К) - универсальная газовая постоянная; т - молярная масса газа, кг/моль; V- оператор Гамильтона; р - плотность потока, кг/м3; р - давление потока, Па.

Величины молекулярных составляющих тензора напряжений и вектора плотности теплового потока определялись соответственно с помощью реологического закона Ньютона и закона Фурье

тт = 2д(Г) (s - \ IV ■ й), qZ = -A(T)V7\

где S - тензор скоростей деформаций, 1/с; I - единичный тензор; р(Т) - коэффициент молекулярной динамической вязкости, кг/(м-с); Я(Г) - коэффициент теплопроводности, Вт/(м-К).

Представленная система уравнений замыкалась с использованием модели турбулентности Ментера (SST модель). Для этой модели справедливы обобщенная гипотеза Буссинеска и закон Фурье

rt = 2/it(s--IV-u) + |fcI, ql=-ÄtVT,

где pt - турбулентная вязкость, кг/(м-с); к = 1/2 (и71 + г/2 + w72) - кинетическая энергия турбулентности, м2/с2; ÄL - турбулентная теплопроводность, Вт/(м-К).

При определении турбулентной теплопроводности предполагалось, что она может быть выражена через турбулентную вязкость с помощью соотношения

где Prt - турбулентный аналог числа Прандтля, равный 0,9.

Известно, что SST модель представляет собой комбинацию k-s и к-со моделей, обеспечивая сочетание лучших качеств этих моделей. Формулировка модели Ментера, записанная в терминах к (кинетическая энергия турбулентности) и ы (удельная скорость ее диссипации), выглядит следующим образом: D(pk)

= V ■ [(// + oyít)Vfc] + Як - ß* рык, D(pcú) p

-jfi- = 7 ■ [&I + + Y-^Pk ~ ßPb>2 + (1 - Fi)Dk0í.

Для определения турбулентной вязкости используется выражение, базирующееся на гипотезе Брэдшоу о пропорциональности напряжения сдвига в пристеночной части пограничного слоя энергии турбулентных пульсаций

рагк

1 тах(агй),ПЕ2У

Моделирование системы смазки узла подшипников проводилось при условии постоянства плотности. Для учета влияния изменения вязкости масла при изменении температуры использовалась номограмма для масла SAE60.

Математическая модель течений масла в узле подшипников включала в себя осредненные по Рейнольдсу уравнения неразрывности, Навье-Стокса и энергии для несжимаемой жидкости. Решение уравнений Навье-Стокса осуществлялось алгоритмом SIMPLE. Для учета турбулентности в системе смазки использовалась двух-параметрическая модель турбулентности к — £, основу которой составляют два уравнения баланса к, е и выражение для турбулентной вязкости ¡it : дрк дг^к д / ¡гл дк

dps ди.е д j fit\ де ( _,3йр\£ гг

~дГ + ^= щ Г+ a J Щ + с* [-РЩ щ)к~ с"р ¥'

С рк2

Для к — £ модели сформирован стандартный набор эмпирических констант, которые имеют значения: С^ = 0,09; С£1 = 1,44; Се2 = 1,92; сгк = 1,0; ае = 1,3.

Расчет проводился в стационарной постановке с использованием неявного алгебраического многосеточного решателя. Граничные условия, соответствовали работе ТКР на номинальном режиме дизеля V84H мощностью 270 кВт: расход газа через турбину 0,2 кг/с при температуре 650 °С, давление воздуха на выходе из компрессора 220 кПа при расходе 0,2 кг/с и температуре 200 °С. Температура масла при давлении 5 бар составляла 100 °С. Частота вращения ротора - 100000 мин4. Температурное поле узла подшипников ТКР представлено на рис. 1.

Рис. 1. Температурное поле узла подшипников ТКР

Расчет тепловых деформаций деталей подшипникового узла выполнялся по результатам, полученным тепловым расчетом. Исследование проводилось методом контрольных объемов. Размеры расчетных моделей: втулки радиального подшипника - 60000, осевой подшипник - 87000, корпус подшипников - 990000, вал ротора - 440000, прижимная втулка - 20000 ячеек.

Было принято, что тепловая деформация тела прямо пропорциональна его температуре

£тСО = « • (Т - Гот„),

где а - коэффициент теплового расширения, град"'; Т - температура, град; Тотн - температура, при которой деформация отсутствует, град.

Температурные напряжения вычислялись по следующей зависимости: о = Е (Ехх + £уу + £гг - 3ет(Г)), гДе £хх ~ компонента тензора деформации вдоль оси х; гуу - компонента тензора деформации вдоль оси у; ег2 - компонента тензора деформации вдоль оси 2.

В результате расчета было получено, что тепловые деформации приводят к увеличению зазоров между втулками радиального подшипника со стороны компрессора и турбины и корпусом подшипников соответственно на +0,007 и +0,013 мм; между втулкой радиального подшипника со стороны турбины и валом ротора на +0,001 мм; между осевым подшипником и прижимной втулкой на +0,013 мм.

Расчет распределения потока масла в узле подшипников выполнялся для конструкций с учетом и без учета тепловых деформаций. Расчетная схема узла подшипников ТКР представлена на рис. 2.

а) б)

Рис. 2. Расчетная схема узла подшипников ТКР: а) ~ без маслораспределительных канавок; б) - с канавками; А| - зазор между осевым подшипником и прижимной втулкой; Д2 и А3 - зазоры соответственно между втулками радиального подшипника со стороны компрессора и турбины и корпусом подшипников

Сравнительному анализу подлежали две конструкции подшипникового узла ТКР: с маслораспределительными канавками и без них. Исследуемые варианты зазоров представлены в таблице.

Исследуемые варианты зазоров

Таблица

№ п/п Д2, мм Аз, мм Д, мм № п/п Д2, мм I Д3, мм Д, мм

Без учета деформаций (холодное состояние) С учетом деформаций (горячее состояние)

1 0,055 0,055 0,040 5 0,062 0,068 0,045

2 0,050 0,050 0,038 6 0,057 0,063 0,043

3 0,040 0,040 0,033 7 0,047 0,053 0,038

4 0,030 0,030 0,028 8 0,037 0,043 0,033

В работе введена величина Д, названная среднеинтеграпьным зазором радиального подшипника и которая определяется как

- Д2 + Д3 + 0,026 + 0,026

- 4-•

Этот параметр учитывает зазоры между втулками радиального подшипника и корпусом подшипников Д2, Аз; между втулками и валом ротора, которые были приняты равными 0,026 мм.

Зазор между осевым подшипником и прижимной втулкой Ai составлял в неинформированном (холодном) состоянии - 0,60 и 0,684 мм, в деформированном (горячем) - 0,613 и 0,697 мм.

Были созданы расчетные модели на основе неструктурированной многоугольной сетки со сгущением к стенкам. Для корректного расчета течений в пограничных слоях, на стенках, строились слои из призматических ячеек, толщина которых уменьшалась при приближении к твердым поверхностям, т.е. обеспечивалось условие нахождения центра пристеночной ячейки в диапазоне 30 < у+< 100. Общее количество ячеек для рассматриваемых вариантов составило =3,2 млн.

Температура и давление масла на входе в подшипниковый узел ТКР составляли 100 °С и 5 бар соответственно. Для имитации реальных условий нагрева масла з подшипниковом узле ТКР были использованы температурные граничные условия: корпус подшипников в зоне посадки втулки радиального подшипника со стороны турбины - 140 °С, корпус подшипников в зоне посадки втулки радиального подшипника со стороны компрессора - 120 °С, внутренняя стенка корпуса подшипников со стороны турбинной ступени - 200 °С, маслоподводящие каналы в корпусе подшипников - 120 °С, вал ротора - 120 °С.

В результате было получено, что расход масла через осевой подшипник практически не изменяется и составляет 1,15 кг/мин при изменении зазора с 0,60 до 0.697 мм. Деформации втулок радиального подшипника не приводят к изменению расхода масла, поступающего на осевой подшипник. Использование маслораспре-¿елительных канавок в радиальном подшипнике также не оказывает влияния на величину расхода масла, поступающего на осевой подшипник.

Зависимость расхода масла от величины зазора между втулками радиального подшипника и корпусом подшипников представлена на рис. 3.

ом» кг м11н

2,5

2.0

Х.5

1.0

0.5

О

0,030 0,040 0,050 0,060 0,070 Д. мм

Рис. 3. Зависимость расхода масла от величины зазора между втулками радиального подшипника и корпусом подшипников:

1 и 3 - расход масла Г/м2 через втулку со стороны компрессора радиального подшипника без маслораспределительных канавок и с ними соответственно;

2 и 4 - расход масла через втулку со стороны турбины радиального подшипника без маслораспределительных канавок и с ними соответственно

Анализом полученных результатов выявлено, что расход масла через зазор А3 больше чем расход через зазор Д2. Таким образом, к втулке, которая находится со стороны турбины, подводится большее количество масла. Так как эта втулка находится рядом с турбинной ступенью, этот факт является положительным.

В конструкции с маслораспределительными канавками (кривые 4 и 3) расход масла выше, чем в конструкции без канавок (кривые 1 и 2).

Согласно уравнению Дарси-Вейсбаха коэффициент гидравлического сопротивления

_ 2Ар-р¥г

где Др - потеря давления, Па; р - плотность масла, кг/м3; Р - площадь зазоров радиального подшипника, м2; в - расход масла, кг/с.

Величина ^ для конструкции без маслораспределительных канавок определялась как сумма площадей зазоров радиального подшипника, а также площадей 8-ми каналов, просверленных во втулках радиального подшипника для подвода масла в зазоры между втулками и валом ротора. Для конструкции с маслораспределительными канавками также добавлялась площадь двух канавок.

Зависимости суммарного расхода масла через узел подшипников ТКР (а) и коэффициента гидравлического сопротивления £ (б) от среднеинтегрального зазора радиального подшипника Д при Ом| = 1,15 кг/мин представлены на рис. 4.

а) б)

Рис. 4. Зависимость суммарного расхода масла через узел подшипников ТКР (а) и коэффициента гидравлического сопротивления ( (б) от среднеинтегрального зазора радиального подшипника Д при Сы, = 1,15 кг/мин: 1 - без маслораспределитель-ных канавок, 2-е маслораспределительными канавками

Анализом установлено, что с ростом величины зазора в радиальном подшипнике ТКР уменьшаются гидравлические сопротивления, что приводит к увеличению расхода масла. В конструкции с канавками сопротивления ниже, особенно при небольших величинах зазоров. Начиная с Д = 0,038 и выше наблюдается сближение кривых гидравлических сопротивлений и увеличение расхода масла в конструкции без канавок. Таким образом, наибольший расход масла через подшипники ТКР наблюдается в конструкциях с относительными наружными зазорами радиального подшипника в холодном состоянии ^ в диапазоне 0,0063-5-0,0069, где £> - наружный диаметр втулки радиального подшипника.

В третьей главе представлено описание объекта и методик экспериментальных исследований.

Исследование теплового состояния подшипникового узла ТКР проводилось при его работе в составе дизеля У8ЧН мощностью 270 кВт и после резкого останова дизеля. ТКР был препарирован 19-ю термопарами типа хромель-алюмель, изготовленными из проволоки диаметром 0,5 мм. Зазоры между втулками радиального подшипника и корпусом подшипников и между втулками и валом ротора составляли 0,059 и 0,026 мм соответственно. Зазор между осевым подшипником и прижимной втулкой - 0,60 мм. Также исследование теплового состояния ТКР проводилось на безмоторном стенде при изменении температуры газа перед турбиной в диапазоне 20-^700 °С и частоте вращения вала ротора ТКР - 80000 мин"'. Заслонка за компрес-

сором была полностью открыта. Масло в подшипниковый узел подавалось под давлением 4 бар.

Исследование влияния зазоров между втулками радиального подшипника и корпусом подшипников на показатели качества ТКР проводилось на безмоторном стенде. Для этого было отобрано четыре варианта узлов подшипников с радиальными подшипниками двух конструкций: с маслораспределительными канавками и без них. Зазоры в холодном состоянии между корпусом подшипников и вращающимися втулками радиального подшипника со стороны турбины и компрессора были одинаковыми и составляли 0,055, 0,050, 0,040 и 0,030 мм, зазор между осевым подшипником и прижимной втулкой - 0,60 мм. Определялись механические потери, расход масла и вибрация ТКР. Механические потери в ТКР оценивались по эффективному КПД турбинной ступени Г]*е, который определялся в результате испытаний на безмоторном стенде расчетным способом из уравнения

к

"те=Л 1 л

Сг^ТтА! I

где Тк2 - температура воздуха на выходе из компрессора, К; Тк1 - температура воздуха на входе в компрессор, К; СкиСг- расход воздуха и газа через компрессор и турбину соответственно, кг/с; Тг1 — температура газа перед турбиной, К; к и к,. - показатель адиабаты для воздуха и газа соответственно; /? и йг — удельная газовая постоянная для воздуха и газа соответственно, Дж/кг-К; л* - степень понижения давления по заторможенным параметрам.

Расход масла измерялся по времени заполнения маслом с линии слива мерной емкости (объемным способом). Время заполнения фиксировалось секундомером с точностью до 0,1 секунды. Вес емкости определялся с использованием цифровых весов, с точностью до 10 грамм. Вибрация ТКР измерялась с помощью измерителя вибрации ВШВ-003-М2. Датчик вибрации крепился через кронштейн к корпусу компрессора. В качестве датчика использовался пьезоэлектрический акселерометр с температурным диапазоном -30;-70 °С. Для поддержания рабочего температурного состояния акселерометра к кронштейну для охлаждения была подведена холодная проточная вода. Оценка вибрации производилась по общему уровню среднеквадратичного значения ускорения в единицах - ускорения свободного падения. Исследование проводилось при частоте вращения вала ротора 100000 мин"', температуре газа на входе в турбину 650 "С, давлении и температуре масла 5 бар и 100 °С соответственно.

В четвертой главе диссертации приводятся результаты экспериментальных исследований, их анализ и сравнение с результатами, полученными в ходе расчетно-теоретических исследований.

Схема размещения термопар представлена на рис. 5.

Рис. 5. Схема размещения термопар: 1 и 2 -возле уплотнительного кольца со стороны компрессора; 3 и 4 - в осевом подшипнике; 5,6 н 7,8- возле втулок радиального подшипника со стороны компрессора и турбины соответственно; 9, 10, 11, ¡2, 13, 14 - в корпусе подшипников; 15 и 16 - возле уплотнительного кольца со стороны турбины; 17 — в воздушной полости между тепловым экраном и корпусом подшипников; 18 и 19 - на входе и выходе потока масла из узла подшипников

Исследование проводилось при работе дизеля мощностью 270 кВт на номинальном режиме. Температура воздуха на выходе из компрессора Тк2 составляла 200 °С, температура газа перед турбиной Тт1 = 650 °С. Во время работы дизеля в подшипниковый узел ТКР подавалось масло температурой 100 °С и давлением 5 бар.

Внешняя скоростная характеристика дизеля номинальной мощностью 270 кВт представлена на рис. 6.

Данный двигатель соответствует экологическому уровню Е-5. Удельные выбросы вредных веществ, определенные в цикле ESC, составляют в г/кВт-ч: СО - 0,35; NOx - 1,92; твердые частицы - 0,0154. В цикле ЕТС: СО - 0,73; NOx - 1,67; твердые частицы - 0,0286. Температура воздуха на выходе из компрессора Тк2 находится в диапазоне 100+-200 °С, после ОНВ на впуске в двигатель Ts составляет 37-50 °С. Температура газа на выходе из поршневой части ] находится в диапазоне 600-^650 °С. Температура масла Гч составляет 90^-100 °С. Давление масла возрастает с 2,5 до 5 бар.

^ 30

500 ПОО 1300 1500 1700 1900 П, мин-Рис. 6. Внешняя скоростная характеристика дизеля номинальной мощностью 270 кВт

яг:, ж.* кВт 4 г 280

Ме, Н-м

1400

Оъ, кг/ч С?^ кг/ч

1200

р-л бар 5 р

4 -

100

-Р^-РтЬкПа 250

1200 Та," С

О

Тги'С - 650

г/кВт-ч

Распределение температур в °С в подшипниковом узле ТКР представлено на

рис. 7.

(156) (119) (116) (156) (287) (Ш)(217) (458) (244)

[125| [Ш1 [104] [133] [200] [109] [218] [226]

Рис. 7. Распределение температур в °С в подшипниковом узле ТКР: (155)-эксперимент, [125] - расчет

Из сравнительного анализа результатов расчета и эксперимента следует, что полученные расчетные данные сходятся с экспериментом и описывают реальные условия нагрева узла подшипников ТКР.

Зависимости суммарного расхода масла GMÏ и вибрации ТКР а от среднеин-тегрального зазора радиального подшипника Д представлены на рис. 8.

Сравнение результатов, полученных экспериментальными и расчетными методами, проводилось для зазоров с учетом тепловых деформаций. Анализ кривых расхода масла через узел подшипников ТКР, полученных путем расчета и эксперимента показывает, что отклонение результатов расчета от экспериментальных данных составляет 5-И 5 %, что подтверждает их достаточную сходимость. С увеличением зазоров наблюдается снижение уровня вибрации ТКР а. Это приводит к созданию стабильного масляного клина в паре трения и снабжению достаточным количеством масла для смазки и охлаждения подшипникового узла ТКР. Вибрация ТКР с узлом подшипников с маслораспределительными канавками изменялась от 3,2 до 1,7. Вибрация ТКР с узлом подшипников без канавок изменялась от 2,3 до 1,1. Таким образом, наименьшая вибрация наблюдается в конструкциях без маслораспре-делительных канавок с относительными наружными зазорами радиального подшипника в холодном состоянии — равными 0,0063+0,0069. В результате испытаний было получено, что изменение зазоров между втулками радиального подшипника и корпусом подшипников в установленных пределах при частоте вращения вала ротора 100000 мин"1 не оказывает заметного влияния на эффективный КПД турбины Г)*е, который во время испытаний не изменялся и составлял 0,67.

Gsß, и/ми 6,0

5,0

4.0

3,0

2,0

6

1/

4

Ii

2

vi

я. g 4.0 3.0 2.0 1,0

0,030 0,035 0,040 0,045 Д

Рис. 8. Зависимости суммарного расхода масла СмХ и вибрации ТКР а от среднеинтегрального зазора радиального подшипника А:

1,2 - расход масла в конструкции без маслораспределительных канавок;

3, 4- расход масла в конструкции с маслораспределительными канавками;

5 - вибрация ТКР с узлом подшипников без маслораспределительных канавок;

6 - вибрация ТКР с узлом подшипников с маслораспределительными канавками;

1, 3, 5, б - эксперимент; 2,4 — расчет

Изменение температур в подшипниковом узле ТКР после резкого останова дизеля мощностью 270 кВт с номинального режима работы представлено на рис. 9.

Анализом установлено, что температурное состояние ТКР после резкого останова дизеля, вследствие отсутствия охлаждения маслом, определяется в основном теплопередачей от турбинной ступени. В течение КЗ мин после останова, температуры в измеряемых точках изменялись незначительно. В течении 5-44 мин произошел рост до 150-330 "С, причем большие значения наблюдались вблизи турбинной ступени. Температура корпуса подшипников в зоне посадки уплотнительно-го кольца со стороны турбины к 9-й мин составляла 324 °С. Установлено, что это может привести к потере его упругости, закоксовыванию масла и появлению дефектов - прорыв газа и течь масла. Температура корпуса подшипников в зоне посадки втулки радиального подшипника со стороны турбинной ступени к 12-й мин достигла 284 °С. В данных условиях также возможно появление следов закоксовы-вания масла, что может в дальнейшем привести к износу подшипниковой пары.

Из результатов, полученных на безмоторном стенде при изменении температуры газа перед турбиной в диапазоне 20-700 °С, установлено, что с ростом температуры газа увеличивается температура корпуса подшипников в зонах расположения уплотнительного кольца и втулки радиального подшипника со стороны турби-

Рис. 9. Изменение температур в подшипниковом узле ТКР после резкого останова дизеля мощностью 270 кВт с номинального режима работы: / ... /7-номера термопар

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ

1. Разработана математическая модель ТКР в трехмерной постановке в отношении теплового, напряженно-деформированного состояния и распределения масла, позволяющая исследовать конструктивные изменения.

2. Проведено расчетно-теоретическое и экспериментальное исследование теплового, напряженно-деформированного состояния подшипникового узла ТКР. Выявлено, что тепловые деформации деталей ТКР приводят к увеличению величин зазоров в подшипниках ТКР максимум до 0,013 мм.

3. Проведено расчет,ю-теоретическое и экспериментальное исследование влияния конструктивных параметров (тепловых зазоров, наличия и отсутствия

ЛпнТ™Ср"Рп)е-1ителЬНЫХ каиавок) »"Расход масла, вибрацию и механические поте-Доказано' что исключение из конструкции маслораспределительнои канавки повышает качество подшипникового узла. Доказательством является снижение вибрации ТКР на 30 >50 %. Рекомендуется использовать в автотракторных ТКР

—™ШавоПкИКИ С ПЛаВаЮЩИМИ ,фаЩаЮЩИМИСЯ маслораспре-

4. Проведено жспергшентальиое исследование теплового состояния ТКР после резкого останова двигателя. Получено, что после резкого останова тепловые нагрузки подшипникового узла резко повышаются, что можст привести к отказу 1КР. Рекомендуется поддерживать работу двигателя на режиме холостого хода в течение 1 • 5 мин до его полного останова с целью охлаждения деталей ТКР.

Основные положения диссертации опубликованы в работах: В изданиях, рекомендованных ВАК

1. Лущеко, В. А. Наддув поршневого двигателя внутреннего сгорания и ме-

2' ЛуЩеК0'В' А- Безмоторный стенд для проведения испытаний турбокомпрессоров автомобильных дизелей / В. А. Лущеко, С. М. Кучев, В. Н. Никишин // Известия Волгоградского государственного технического университета. - 2013. - №

™яни^ЛГеК°' В' А- ЭкСПерИМептш,ы,ос и Расчетное исследование теплового со-^оГикТ20НМ"№ 7°-;1саВ™Мз02бИЛЬНОГ° —я ' В- А- Лущеко, В. Н. Никишин //

Другие публикации

4. Лущеко, В. А. Автоматизация безмоторного стенда для испытаний турбокомпрессоров типа ТКР / В. А. Лущеко, В. Н. Никишин // III Камские чтения дою,, межрег. науч.-практ. конф., 30 апреля 2011 г. / Камская гос. инж.-экон. акад -Набережные Челны, 2011.-С. 101-102.

5. Лущеко В А. Численное моделирование центробежного компрессора турбокомпрессора ТКР7 и валидация результатов расчета / В. А. Лущеко, В. Н.Н.к-

20И г. Л^ПбГ^уЯ^СПб, Ml^—С. ШЬ^ШЗ.1^6^ ^ 5-'° ^

6' Лущеко' ^Л Численное моделирование центростремительной турбины турбокомпрессора ТКР7 в программном продукте STAR-CCM+ и валидация резуль тагов расчета / В. А. Лущеко, В. Н. Никишин // Современная техника i технолог-

пГ90ПМЫ'/р Г"""6 ~ ПеРспективы : матер. I всерос. науч.-техн. конф., 23-25 ноября 2011 г. / Рубцовскии индустриальный институт. - Рубцовск, 2011 - С 448-452

7. Лущеко, В. А. Исследование теплового состояния узла подшипников турбокомпрессора автомобильного дизеля / В. А. Лущеко, В. Н. Никишин // Автомобиле. и тракторостроение в России: приоритеты развития и подготовка кадров : сб ма-

тер. 77-й межд. науч.-техн. конф., 27-28 марта 2012 г. / МГТУ «МАМИ». - М., 2012. - С.147-154.

8. Лущеко, В. А. Численное моделирование турбокомпрессора автомобильного дизеля / В. А. Лущеко, В. Н. Никишин // 6-е Луканинские чтения. Решение энерго-экологических проблем в автотранспортном комлексе : тез. докл. межд. науч.-техн. конф., 29 января 2013 г. / МГТУ «МАДИ». - М., 2013. - С. 38-40.

9. Лущеко, В. А. Численное исследование теплового состояния турбокомпрессора автомобильного дизеля / В. А. Лущеко, В. Н. Никишин // Будущее машиностроения России : сб. тр. Шестой всерос. конф. молодых ученых и специалистов, 25-28 сентября 2013 г. / МГТУ им. Н.Э. Баумана. - М., 2013. - С. 185-186.

10. Лущеко, В. А. Безмоторный стенд для проведения испытаний турбокомпрессоров автомобильных дизелей / В. А. Лущеко, С. М. Кучев, В. Н. Никишин // Прогресс транспортных средств и систем — 2013 : матер, межд. науч.-практ. конф., 24-26 сентября 2013 г. / ВолгГТУ. - Волгоград, 2013. - С. 63-66.

11. Лущеко, В. А. Безмоторный стенд для проведения испытаний турбокомпрессоров автомобильных дизелей / В. А. Лущеко, В. Н. Никишин // Инновационные машиностроительные технологии, оборудование и материалы - 2013 : матер, межд. науч.-техн. конф., 11-13 сентября 2013 г. / КНИАТ. - Казань, 2013. - С. 353356.

12. Лущеко, В. А. Расчетно-экспериментальные исследования турбокомпрессора автомобильного дизеля / В. А. Лущеко, В. Н. Никишин // Инновационные машиностроительные технологии, оборудование и материалы - 2013 : матер, межд. науч.-техн. конф., 11-13 сентября 2013 г. / КНИАТ.- Казань, 2013.-С. 347-350.

13. Лущеко, В. А. Экспериментальное исследование теплового состояния турбокомпрессора автомобильного дизеля / В. А. Лущеко, В. Н. Никишин // Инновационные машиностроительные технологии, оборудование и материалы - 2013 : матер, межд. науч.-техн. конф., 11-13 сентября 2013 г. / КНИАТ. - Казань, 2013. -С. 350-353.

Подписано в печать 01. 12. 2014 г: Формат 60x84/16 Бумага офсетная Печать ризографическая Уч.-изд-л. 1,0 Усл.-печл. 1,0 Тираж 100 экз.

Заказ 310

Отпечатано с готового оригинал-макета в Издательско-полиграфическом центре Набережночелнинского института Казанского (Приволжского) федерального университета

423810, г. Набережные Челны, Новый город, проспект Мира, 68/19 тел./факс (8552) 39-65-99 e-mail: ic-nchi-knfu@mail.ru