автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.03, диссертация на тему:Повышение долговечности турбокомпрессоров автотракторных дизельных двигателей путем установки автономной смазочной системы в постгарантийный период эксплуатации

На правах рукописи

005537974

Орлов Никита Васильевич

ПОВЫШЕНИЕ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ПУТЕМ УСТАНОВКИ АВТОНОМНОЙ СМАЗОЧНОЙ СИСТЕМЫ В ПОСТГАРАНТИЙНЫЙ ПЕРИОД ЭКСПЛУАТАЦИИ

Специальность 05.20.03 - Технологии и средства технического обслуживания в сельском хозяйстве

14 НОЯ ¿01.

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Саратов 2013

005537974

Работа выполнена в Федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Саратовский государственный технический университет имени Гагарина Ю.А.».

Научный руководитель:

Официальные оппоненты:

Ведущая организация:

Асоян Артур Рафикович, доктор технических наук, доцент

Басков Владимир Николаевич, доктор технических наук, профессор, ФГБОУ ВПО «Саратовский государственный технический университет имени Гагарина Ю.А.», заведующий кафедрой «Организация перевозок и управления на транспорте»

Никитин Дмитрий Анатольевич, кандидат технических наук, ФГБОУ ВПО «Саратовский государственный аграрный университет имени Н.И. Вавилова», доцент кафедры «Технология машиностроения и конструкционных материалов»

ФГБОУ ВПО «Волгоградский государственный технический университет»

Защита диссертации состоится «29» ноября 2013 г. в 12.00 часов на заседании совета по защите докторских и кандидатских диссертаций Д 220.061.03 на базе Федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего профессионального образования «Саратовский государственный аграрный университет имени Н.И. Вавилова» по адресу: 410056, г. Саратов, ул. Советская, 60, ауд. 325.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО «Саратовский государственный аграрный университет имени Н.И. Вавилова».

Отзывы направлять ученому секретарю диссертационного совета по адресу: 410012, г. Саратов, Театральная пл., 1. E-mail: chekmarev.v@yandex.ru.

Автореферат разослан « Z? » октября 2013 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

Василий Васильевич Чекмарев

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Дизели, устанавливаемые на тракторы, автомобили ■ и . другие - сельскохозяйственные машины, постоянно совершенствуются и достигли в настоящее время довольно высокой мощности. Это сопровождается снижением: расхода топлива, металлоемкости и токсичности отработавших газов, повышением их надежности, а также улучшением эксплуатационных качеств за счет форсирования путем применения газотурбинного наддува.

Доля современных автотракторных дизелей, оснащенных турбокомпрессорами, уже превышает 80% и постоянно возрастает. Следует отметить, что установка дополнительного оборудования, узлов и агрегатов повышает сложность конструкции, увеличивает трудоемкость технического обслуживания, накладывает определенные ограничения на режимы эксплуатации и снижает надежность силового агрегата в целом.

Затраты на обеспечение работоспособности сельскохозяйственной техники за весь срок эксплуатации превышают затраты на ее изготовление более, чем в 5 раз. По данным статистических исследований, отказы турбокомпрессора занимают около 7% от общего числа отказов двигателя, а затраты на их устранение составляют 12% от общей доли затрат на устранение всех отказов в двигателе.

Анализ работ, посвященных повышению надежности турбокомпрессоров, показал, что задачи обеспечения требуемого уровня их долговечности не решены и остаются на сегодняшний день актуальными. Одним из факторов, влияющих на долговечность турбокомпрессора, ■ является высокая теплонапряженность его ресурсоопределяющих элементов. Неравномерность распределения температур в элементах турбокомпрессора приводит к значительному росту теплонапряжений и деформаций, наибольшие значения которых наблюдаются при переходных режимах работы дизеля.

Эксплуатирующие предприятия принимают определенные меры по выполнению требований завода—изготовителя, касающихся организации технического обслуживания, применяемых масел, защиты двигателя от попадания пыли, улучшений, направленных на повышение эффективности очистки масла от абразивных частиц и др. Однако эти мероприятия не позволяют обеспечить ресурс агрегата, заложенный заводом-изготовителем, что подтверждает актуальность исследований, направленных на увеличение долговечности турбокомпрессоров.

Работа выполнена в соответствии с НИР и программой по основным научным направлениям 12В.01 (СГТУ 289) «Исследования и закономерности изменения технического состояния элементов автомобилей и других машин для оптимизации структуры эксплуатационно-ремонтного цикла» 2010-2012 гг., 13В.01 «Разработка теоретических и методологических основ обеспечения работоспособности автотранспортных средств» 2013-2015 гг.

Цель исследования — повышение долговечности турбокомпрессоров путем использования автономной смазочной системы, снижающей теплонапряженность подшипникового узла турбокомпрессора на всех режимах работы дизеля.

Объект исследования - турбокомпрессоры ТКР 7С-6 двигателей КАМАЗ-ЕВРО.

Предмет исследования — тепловое состояние элементов турбокомпрессора на переходных режимах работы дизеля.

Научная новизна:

1. Разработана математическая модель динамики изменения теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора;

2. Определены основные характеристики автономной смазочной системы.

Практическая ценность работы:

1. Разработаны методики и рекомендации, способствующие повышению долговечности силовых агрегатов автотракторной техники;

2. Разработаны конструктивно-технологические решения с целью доработки потребительских качеств (функциональный тюнинг), позволяющие снизить теплонапряженность деталей турбокомпрессора за счет установки автономной смазочной системы (решение о выдаче патента от 05.07.2013 г.);

3. Разработаны рекомендации по внесению необходимых изменений в штатную смазочную систему двигателя.

Реализация результатов работы. Результаты теоретических и экспериментальных исследований могут быть использованы при модификации уже существующих, а также для модернизации любых автотракторных дизелей, оснащенных турбокомпрессорами, находящихся в эксплуатации. Опытные образцы автономных смазочных систем турбокомпрессоров проходят эксплуатационные исследования в автотранспортных предприятиях г. Саратова, Балаково и Тамбова.

Научные положения, выносимые на защиту:

1. Математическая модель динамики изменения теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора;

2. Обоснование целесообразности установки автономной смазочной системы для снижения теплонапряженности элементов турбокомпрессора на переходных режимах работы дизеля;

3. Конструкция и схема подключения автономной смазочной системы турбокомпрессора;

4. Обоснование основных характеристик автономной смазочной системы турбокомпрессора.

Апробация. Основные материалы диссертационной работы доложены, обсуждены и получили положительную оценку на 25-м и 26-м Международных научно—технических семинарах имени В.В. Михайлова «Проблемы экономичности и эксплуатации автотракторной техники»

(г. Саратов, СГАУ имени Н.И. Вавилова, 2012-2013 гг.); Международной научно-практической Интернет-конференции в рамках Международного Интернет-фестиваля молодых ученых «Молодые ученые за инновации: создавая будущее» (г. Саратов, СГТУ, 2011 г.); 25-й Международной научной конференции «Математические методы в технике и технологиях» (г. Саратов, СГТУ им. Гагарина Ю.А., 2012 г.); Международной научно-технической конференции «6-е Луканинские чтения. Решение энергоэкологических проблем в автотранспортном комплексе» (г. Москва, МАДИ, 2013).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 14 печатных работ, в том числе 3 статьи в изданиях, включенных в перечень ведущих журналов и изданий, рекомендованных ВАК. Получено 2 положительных решения о выдаче патента. Общий объем публикаций составляет 4,56 печ. л., из которых 1,6 печ. л. принадлежит лично соискателю.

Структура и объем работы. Диссертация содержит введение, пять глав, выводы по главам, общие выводы, список литературы и приложения. Работа изложена на 119 страницах, содержит 72 рисунка, 20 таблиц. Список литературы включает 159 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Введение отражает направление работы и ее актуальность.

В первой главе «Анализ состояния вопроса долговечности турбокомпрессоров» выполнен анализ существующих конструкций подшипниковых узлов, проанализированы причины и последствия основных отказов турбокомпрессоров. Дана характеристика условий работы элементов турбокомпрессора, а также представлено изменение технического состояния его деталей в процессе эксплуатации.

Проблемами повышения и разработкой основных принципов обеспечения надежности автотракторной техники занимались такие ученые как Ф.Н. Авдонькин, М.А. Григорьев, Н.С. Ждановский, И.В. Крагельский, Б.С. Антропов, Р.В. Кугель, Б.И. Костецкий, В.Д. Аршинов, Н.Я. Говорущенко, Б.В. Гольд, И.Б. Гурвич, В.Г. Дажин, A.C. Денисов, И.Е. Дюмин, В.Е. Канарчук, Л.В. Мирошников, Е.С. Кузнецов,

A.Т. Кулаков, В.М. Михлин, В.В. Сафонов, Г.Д. Межецкий, A.C. Проников,

B.C. Лукинский, Р.В. Ротенберг, В.И. Цыпцын, В.Н. Каминский, Г.М. Савельев и др.

На основе проведенного анализа и исследований можно сделать вывод, что наибольшее влияние на долговечность турбокомпрессоров оказывают переходные режимы работы, в частности, остановка дизеля, при которой с прекращением подачи масла прекращается и теплоотвод от подшипникового узла. При этом вал ротора турбокомпрессора продолжает вращаться по инерции в течение 25-35 с и более. Температура подшипникового узла при таких условиях может достигать 250 °С и выше, о чем свидетельствуют следы побежалости на валу ротора, смолистые отложения в уплотнительных элементах в результате выгорания масла. Это

обусловливает необходимость снижения температуры элементов турбокомпрессоров в процессе эксплуатации.

Основные пути снижения теплонапряженности элементов турбокомпрессоров заключаются в:

- разработке устройств (гидроаккумуляторов), запасающих масло при работе двигателя и подающих его в подшипниковый узел турбокомпрессора при остановке дизеля;

- разработке и установке электронных устройств, позволяющих после выключения зажигания поддерживать работу двигателя на холостых оборотах в течение заданного времени и способствующих снижению температуры подшипникового узла турбокомпрессора при остановке дизеля;

- применении жидкостного охлаждения корпуса подшипникового узла турбокомпрессора;

- разработке мероприятий по внесению конструктивно-технологических изменений в смазочную систему двигателя с целью повышения давления масла (положительное решение о выдаче патента от 02.08.2013 г.);

- разработке систем, обеспечивающих автономную подачу масла в подшипниковый узел турбокомпрессора.

На основе анализа путей повышения долговечности турбокомпрессоров установлено, что наиболее эффективным способом снижения теплонапряженности элементов турбокомпрессоров является создание автономных систем подачи масла. Данное конструкторско-технологическое решение не предполагает значительных изменений в конструкции двигателя и позволяет производить установку автономной системы на автомобили в послегарантийный период эксплуатации.

Для достижения поставленной цели в работе решались следующие задачи:

1. Разработать математическую модель динамики изменения теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора;

2. Произвести проверку полученных аналитических зависимостей по разработанной программе и методике стендовыми и эксплуатационными исследованиями;

3. Обосновать основные характеристики предложенной смазочной системы;

4. Произвести технико-экономическую оценку результатов исследований.

Во второй главе «Методика и программа исследования» изложены общие методика и программа исследований. Программа исследований включает в себя следующие этапы:

1. Анализ условий работы подшипникового узла турбокомпрессора;

2. Экспериментальные исследования (стендовые и эксплуатационные);

3. Практические рекомендации и технико-экономическая оценка результатов исследований.

На первом этапе проанализированы условия работы подшипникового узла турбокомпрессора, проведен анализ его основных отказов.

Для оценки влияния автономной смазочной системы на теплонапряженное состояние элементов турбокомпрессора проводились экспериментальные исследования в лабораторных условиях завода двигателей ОАО «КАМАЗ», г. Набережные Челны. Автономная смазочная система монтировалась на двигатель КАМАЗ 740.64-420, установленный на стенде НОЫВА (рисунок 1).

а) б)

Рисунок 1. Внешний вид стенда НОЫВА (а) и пульта управления стендом (б)

При исследовании теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора и влияния на него характеристик используемого масла были приняты рекомендуемое заводом—изготовителем ОАО «КАМАЗ» масло 15\\^-40 на минеральной основе и турбинное масло Т32 на синтетической основе.

Исследования проводили в следующем порядке:

1. Перед запуском двигателя включали автономную смазочную систему. При этом фиксировали давление масла в магистрали у входа в турбокомпрессор.

После пуска двигатель прогревали на режиме п = 1300 мин"1 до рабочей температуры охлаждающей жидкости не менее 40°С согласно руководству по эксплуатации автомобилей, двигателей КАМАЗ.

2. После прогрева двигателя производили снижение частоты вращения коленчатого вала до п= 600 мин"1, что соответствует оборотам холостого хода.

3. После работы двигателя на установленном режиме (не менее 3 мин согласно руководству по эксплуатации автомобилей, двигателей КАМАЗ) производили его остановку и фиксировали следующие параметры: температуру выхлопных газов - датчиком температуры стенда, ГОСТ 14846-81; температуру подшипникового узла - цифровым

мультиметром DT—9208А; частоту вращения вала ротора турбокомпрессора перед остановкой дизеля - цифровым тахометром UNI-T UT372; время выбега вала ротора турбокомпрессора -секундомером.

С целью определения оптимального времени работы автономной смазочной системы время ее работы после остановки дизеля изменяли с интервалом 0, 60, 120, 180, 240 и 300 с.

4. Следующие два исследования производили при п = 1300 мин-1 (усредненный режим эксплуатации дизеля по данным проф. A.C. Денисова и В.Н. Баскова) и п = 2200 мин-1 (при номинальном режиме работы дизеля) согласно пункту 3. Установленные режимы работы дизеля перед остановкой приведены для определения их влияния на тепловое состояние подшипникового узла турбокомпрессора.

Эксплуатационные исследования эффективности автономной смазочной системы турбокомпрессоров проводили на автомобилях семейства КАМАЗ. Установку автономной смазочной системы на автомобили приурочили к плановой замене турбокомпрессоров с целью исключения влияния пробега без автономной смазочной системы на ресурс.

Для оценки величины остаточного ресурса периодически проводили диагностику технического состояния турбокомпрессоров. Эту операцию совмещали с ТО—2, то есть каждые 12000 км пробега, в соответствии с сервисными книжками автомобилей.

Диагностирование состояния турбокомпрессоров производили путем замера осевого и радиального люфтов и времени выбега вала ротора.

В третьей главе «Аналитическое исследование теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора» представлены результаты математического моделирования теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора со штатной и автономной смазочными системами на режиме остановки дизеля.

Для разработки математической модели динамики изменения теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора предложена совмещенная принципиальная схема гидравлических и тепловых потоков автономной смазочной системы и турбокомпрессора (рисунок 2).

На основе анализа основных факторов, влияющих на тепловыделение и теплообмен (рисунок 2), разработана математическая модель изменения теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора с автономной смазочной системой, включающая в себя механические, тепловые, гидродинамические и газодинамические процессы работы турбокомпрессора и автономной смазочной системы.

Рисунок 2. Совмещенная расчетная схема гидравлических и тепловых

потоков:

ЭД — электродвигатель; ИМ — насос масляный; ПК — предохранительный клапан; ФМ - фильтр масляный; ¡^...Сп - местные гидравлические сопротивления; С!„, (}н1> 01 — СЬ - местный расход масла; Х<3 - суммарный расход; Р„, Рн1, Р]—Р3 - давление масла; qlт - Я4т - подвод тепла к подшипнику от турбины; Яш - Ч4м - отвод тепла от подшипника с маслом; qк, q1<„, - отвод тепла в окружающую среду от корпуса компрессора, корпуса подшипников, корпуса турбины соответственно; яткп- подвод тепла от корпуса турбины к корпусу подшипников; с[К1] п], с|кп П2 — подвод тепла от корпуса подшипников к подшипникам; якп к - подвод тепла от корпуса подшипников к корпусу компрессора; Т„, Ткп, Тт — температуры корпусов компрессора, подшипников и турбины соответственно; тк, ткп, тТ- массы корпусов компрессора, подшипников и турбины соответственно; ск, скп, с, — коэффициенты теплопередачи корпусов компрессора, подшипников и турбины соответственно; Рк, Ркп, Рт — площади поверхностей корпусов компрессора, подшипников и турбины соответственно

Численный расчет динамики изменения во времени температуры подшипникового узла турбокомпрессора и корпуса турбины производили на основе уравнений нестационарной теплопередачи (1) и (2).

Численный расчет динамики изменения угловой скорости вала ротора турбокомпрессора (3), давления наддувочного воздуха за компрессором (4) и давления газов перед турбиной (5) производили согласно методике A.C. Орлина, М.Г. Круглова.

Численный расчет динамики изменения угловой скорости ротора электродвигателя и давления масла в автономной смазочной системе производили по дифференциальным уравнениям (6) и (7) соответственно.

Дифференциальное уравнение теплового баланса для корпуса турбины турбокомпрессора:

ст -тт -dTJdt =-а,-А,-(Тт-Тр)-а2-А2-(Тт-Тв) +

+ N,gaz-(sign(t) + 1J/2,

(1)

где ст - удельная теплоёмкость материала корпуса турбины, Дж/кг*К; тт - масса корпуса турбины, кг; Тт, Тр, Т„ - температуры, соответственно, турбины, подшипника, окружающей среды, К; ah а2 -коэффициенты теплопередачи, соответственно, от корпуса турбины к корпусу подшипника и от корпуса турбины в окружающую среду, Вт/м2*К; А,,А2 - поверхность теплопередачи, соответственно от корпуса турбины к узлу подшипника у турбины, от турбины в окружающую среду, м2\ Nigaz - плотность потока тепла отработавших газов к корпусу турбины, Вт; t — время, с.

Дифференциальное уравнение теплового баланса для корпуса подшипника турбокомпрессора:

CptnpdT/dt = а,-Аг(Гт-Тр)-а3А3(Тр-Т0) + Na(t) +

Npo»-(sign(t-tomJ + l)/2, (2)

где ср — удельная теплоёмкость материала корпуса подшипника, Дж/кг*К; тр — масса корпуса подшипников, кг; а3 - коэффициент теплопередачи от корпуса подшипника в окружающую среду, Вт/м2*К; Аз— поверхность теплопередачи от корпуса подшипника в окружающую среду, м2; Nc,(t) - плотность потока тепла от работы сил вязкого трения в подшипнике, при вращении ротора турбокомпрессора после остановки дизеля, Вт\ Npolv - плотность потока тепла отводимого из подшипникового узла потоком масла автономной смазочной системой, Вт; tomm - момент времени отключения автономной смазочной системы, отсчитываемый от момента времени остановки дизеля, с.

Линейное дифференциальное уравнение динамики вращательного движения ротора турбокомпрессора:

Jm dcojdt = kmi Рт - km2-тт +km3 'hp - km4 -PHaà, (3)

где Jm — приведенный центробежный момент инерции ротора турбокомпрессора, Н*м*с2; сот - угловая скорость вращения ротора турбокомпрессора, с'1; Рт- давление перед турбиной, Па; /^-перемещение органа управления подачей топлива, м; Р„аг, — давление наддувочного воздуха после компрессора во впускном коллекторе, Па; kmI, km2, km3, km4 — константы, определяемые при линеаризации известных экспериментальных характеристик турбокомпрессора. При остановке дизеля hp = 0, и уравнение (3) упрощается.

Упрощенное уравнение впускного трубопровода:

ksi 'Риал =сот- кн2-С0д, (4)

где саг, — угловая скорость коленчатого вала дизеля, с'1; к(1], к„2 -константы, определяемые при линеаризации известных экспериментальных характеристик турбокомпрессора. При остановленном дизеле <¿>¿=0, поэтому уравнение (4) упрощается.

Упрощенное уравнение выпускного трубопровода:

krl Рт = OJA + kr2 -Pmà - kr3 (5)

где кГ1, кг2, кг3 - константы, определяемые при линеаризации известных экспериментальных характеристик турбокомпрессора. При остановке дизеля сод = 0 и Ир= 0, поэтому уравнение (5) существенно упрощается.

Линейное дифференциальное уравнение в обыкновенных производных динамики вращательного движения ротора электродвигателя имеет вид:

Уэа-й&ОэУЛ = Мэд -ктэд-соэд-Ма (6)

где .]м, - приведенный центробежный момент инерции ротора электрического двигателя, Н*м*с2; Мэ„ — крутящий момент электродвигателя, Н*м; ктэд — коэффициент вязкого трения сил сопротивления вращательного движения в подшипниках ротора Н*м*с; &>эд- угловая скорость вращения ротора электродвигателя, с~'\ Мс = кС1 *РШС - момент сил сопротивления на валу ротора,Н*м\Р„ас-давление масла на выходе масляного насоса автономной смазочной системы, Па; кс1- коэффициент пропорциональности; I - время, с.

Дифференциальное уравнение поступательного движения массы перепускного клапана от изменения давления масла под клапаном:

Шм-с?х/Л2 = Аю"Рнас - кткл-сЬс/Ж - с„р • (х -ха), (7)

где тга — масса клапана, кг; х - перемещение клапана, м; Ат = к-с?^./4 -площадь клапана, м2; йш— диаметр клапана, м; кткл— коэффициент вязкого трения сил сопротивления движению клапана, Н*с/м; с„р-коэффициент жёсткости пружины клапана, Н/м; х„ - предварительная затяжка пружины клапана, м\ ^ — время, с.

Для решения полученной системы уравнений механических (3), тепловых (1), (2), газодинамических (4), (5) и гидродинамических (6), (7) процессов работы турбокомпрессора и автономной смазочной системы сформирована структурная схема целостной математической модели в прикладной программе ЗнпиПпк (рисунок 3), которая состоит из прикладных подпрограмм.

За основной начальный параметр, определяющий режим работы турбокомпрессора при остановке дизеля, принята температура выхлопных газов tвыxл в момент остановки дизеля. Для оценки влияния различных режимов работы дизеля перед остановкой были приняты следующие значения ¿выхл (данные, полученные при экспериментальных исследованиях):

'выхл= 300 °С - режим холостого хода;

¿выхл= 420 °С - усредненный, характерный для эксплуатации режим;

Л>ыхл= 600 °С - при номинальной частоте вращения коленчатого вала и работе с полной нагрузкой.

Смоделированы ситуации остановки дизеля со штатной (рисунок 4) и автономной смазочными системами (рисунок 5) при работе последней без отключения. Расчеты динамики изменения температур подшипникового узла и корпуса турбины проводили на примере турбокомпрессора ТКР 7С-6.

> чЛ

—► (+10 ksi

> hp

VypuskKolleklor

KoeffVajztost

□

ksi

rho M

hp

nu_m Net

TurbinaRotor

Scope2

Subsystem

Рисунок 3. Полная структурная схема целостной математической модели механических, тепловых, газодинамических и гидродинамических процессов в турбокомпрессоре с автономной смазочной системой; прикладная программа Simulink: Тр - температура корпуса подшипника турбокомпрессора; Тт - температура корпуса турбины турбокомпрессора; То - температура окружающей среды; wt - угловая скорость вращения ротора турбокомпрессора; rho - давление наддувочного воздуха за компрессором; ksi - давление газов перед турбиной; Тт - температура масла; nu_m - коэффициент кинематической вязкости масла; KorpusTurbina - прикладная подпрограмма; Podshipnik - прикладная подпрограмма; Turbinarotor - прикладная подпрограмма; VypuskKollector - прикладная подпрограмма; Kompressor - прикладная подпрограмма; Subsystem - прикладная подпрограмма

3

ч:

s

ш I-

т,

°с

500 400 300 200 100 0

i \ 6 V

\

чч чч

/ ..... --l'^,*..........

Л \ \ 1 2 3

200

400

600

800

t, с

Время с момента остановки дизеля, с

Рисунок 4. Результаты моделирования изменения температуры подшипникового узла и корпуса турбины турбокомпрессора во времени при остановке дизеля КАМАЗ без автономной смазочной системы: 1,2,3 - температура подшипникового узла турбокомпрессора при начальной температуре соответственно 98°С, 108°С и 120°С; 4,5,6 - температура корпуса турбины при начальной температуре подшипникового узла турбокомпрессора соответственно 98°С, 108°С и 120°С

о U S о

О _г

S EÏ

Т,

°с

500 400 300 200 100

\ 6 V

ч \ 5 4 X \

\ \ Xх

3

1 2

0 200 400 600 800 t, с

Время с момента остановки дизеля, с

Рисунок 5. Результаты моделирования изменения температуры подшипникового узла и корпуса турбины турбокомпрессора во времени при остановке дизеля КАМАЗ с автономной смазочной системой: 1,2,3 - температура подшипникового узла турбокомпрессора при начальной температуре соответственно 98°С, 108°С и 120°С; 4,5,6 - температура корпуса турбины при начальной температуре подшипникового узла турбокомпрессора соответственно 98°С, 108°С и 120°С

Анализ результатов моделирования изменения • температуры подшипникового узла турбокомпрессора и корпуса турбины (рисунки 4, 5) показывает, что во временном интервале 0-150 с происходит увеличение температуры подшипникового узла (рисунок 4, поз. 1, 2, 3), которая достигает максимальных значений 270°С при остановке дизеля с номинального режима работы.

При остановке дизеля с автономной смазочной системой масло продолжает циркулировать через подшипниковый узел турбокомпрессора, тем самым снижает его температуру, что позволяет обеспечить тепловой режим в подшипниковом узле 100-120°С (рисунок 5, поз. 1, 2, 3) при остановке дизеля со всех режимов работы.

В четвертой главе «Анализ результатов экспериментальных исследований» по полученным экспериментальным данным, согласно методике и программе исследования, произведен анализ теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора в зависимости от режимов работы дизеля перед остановкой и используемого масла (на минеральной и синтетической основах).

При остановке дизеля с режима холостого хода температура подшипникового узла турбокомпрессора с автономной и штатной смазочными системами смазки составляет 98-100°С. Через 2 минуты после остановки температура подшипникового узла у турбокомпрессора с автономной смазочной системой составляет 78°С, со штатной смазочной системой - 150°С (рисунок 6).

■2,

J

4

6

¡0 1СЮ ISO 200 250 300 350 400 «50 6р«мяс MOMíf-Tj остановки Дизеля I. с.

б) работа на масле Т32 на синтетической основе

0 50 1С» 150 100 250 ЗСЮ 350 «0 450 Вр«м)с момента останоаки дизеля 1, с.

а) работа на масле 15W-40 на минеральной основе Рисунок 6. Зависимость температуры подшипникового узла от времени с момента остановки дизеля (п = 600 мин-1): 1 — со штатной смазочной системой; 2, 3,4, 5, 6 — с автономной смазочной системой и временем ее отключения соответственно 60, 120, 180, 240, 300 с

При остановке дизеля с усредненного режима температура подшипникового узла турбокомпрессора с автономной и штатной смазочными системами составляет 107-109°С. Через 3 минуты после остановки температура подшипникового узла у турбокомпрессора с

автономной смазочной системой составляет 79°С, со штатной смазочной системой - 202°С (рисунок 7).

О 30 60 90 120 150 180 210 240 270 It» 330 360 390 420 450 4Э0 510 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 390 420 450 480 510

Время С момента остаиоакисизелят. с. Время с момента остановки дизеля т.е.

а) работа на масле б) работа на масле

15W-40 на минеральной основе Т32 на синтетической основе

Рисунок 7. Зависимость температуры подшипникового узла от времени с момента остановки дизеля при (п = 1300 мин"1): 1 — со штатной смазочной системой; 2, 3, 4, 5, 6 — с автономной смазочной системой и временем ее отключения соответственно 60, 120, 180, 240, 300 с

При остановке дизеля с номинального режима работы температура подшипникового узла турбокомпрессора с автономной и штатной смазочными системами составляет 120°С. Через 4 минуты температура подшипникового узла у турбокомпрессора с автономной смазочной системой составляет 82°С, со штатной смазочной системой — 255°С, что подтверждает целесообразность использования автономной смазочной системы турбокомпрессора с целью снижения теплонапряженного состояния его элементов (рисунок 8).

О 50 ЮТ 150 230 250 ЗМ 350 431 450 500 550 Время с момента оспноакк дизеля т, с.

а) работа на масле 15W-40 на минеральной основе

I 100 150 200 ги 300 3» 400 450 ЯХ 550 Время с момента остановки дизеля т, с.

б) работа на масле Т32 на синтетической основе

Рисунок 8. Зависимость температуры подшипникового узла от времени с момента остановки дизеля (п = 2200 мин"1): 1 - со штатной смазочной системой; 2, 3, 4, 5, 6 - с автономной смазочной системой и временем ее отключения соответственно 60, 120, 180, 240, 300 с

Анализ результатов исследований (рисунки 6-8) показывает, что использование масла Т32 на синтетической основе дает возможность снизить максимальную температуру подшипникового узла турбокомпрессора на 3-5°С по сравнению с маслом 15\¥-40 на минеральной основе за счет пологости вязкостной характеристики масла.

Относительная погрешность результатов экспериментальных исследований составляет 1,4%, что позволяет говорить о высокой степени соответствия результатов теоретических и экспериментальных исследований.

С целью определения оптимального времени отключения автономной смазочной системы проведен анализ влияния режима работы дизеля перед остановкой и времени работы автономной смазочной системы на максимальную температуру подшипникового узла после остановки двигателя (рисунок 9).

'"«»о^ЛСС,

а) работа на масле 15\У-40 на минеральной основе

б) работа на масле Т32 на синтетической основе

Рисунок 9. Зависимость температуры подшипникового узла турбокомпрессора от температуры выхлопных газов и времени работы автономной смазочной системы после остановки дизеля

Уравнения регрессии, показывающие зависимость температуры подшипникового узла от исследуемых факторов (XI - температура выхлопных газов, х2 - время работы автономной смазочной системы), имеют следующий вид:

— для масла 15\\^-40 на минеральной основе:

у = 118,875 - 43,333x1 + 28,833х2 - 13х,х2 + 6,83Зх,2 + 3,5х22; (8) -для масла Т32 на синтетической основе:

у = 114,875 - 43х,+28,833х2-13х1х2 + 6,833х12 + 4,833х22 . (9) Обработка полученных результатов определяет время работы автономной смазочной системы после остановки дизеля, которое составляет 2-4 мин в зависимости от режима работы дизеля перед остановкой. При этом температура подшипникового узла не превышает 100-120°С (рисунок 9).

Эксплуатационные исследования проводили на автомобилях КАМАЗ, на которых установлены турбокомпрессоры ТКР7С-6. По данным на 01

сентября 2013 г., средний пробег автомобилей, оснащенных автономными смазочными системами, составляет не менее Ьзкс = 70000 км. Следы течи масла у турбокомпрессоров отсутствуют. Данные по времени выбега вала ротора турбокомпрессоров представлены на рисунке 10.

° 17 I- - 1__-- - y2»-0,1269x»27,55l' _ j

1 ! ! ; ; : R1 -0,9433 ! j

8. 15 --- I - - I

СО О 10 20 30 40 50 60 70

Наработка, тыс. км

Рисунок 10. Зависимость времени выбега вала ротора турбокомпрессора от наработки:

1-е автономной смазочной системой; 2 — со штатной смазочной системой

Время выбега вала ротора турбокомпрессора в зависимости от наработки при использовании автономной смазочной системы увеличивается на 4% на период наработки 60 тыс. км (рисунок 10) по сравнению со штатной смазочной системой, что позволяет говорить о снижении интенсивности изменения технического состояния элементов турбокомпрессоров.

Согласно ранее проведенным исследованиям (проф. A.C. Денисов, А.Т. Кулаков), средний межремонтный ресурс турбокомпрессоров составляет L = 41150 км.

Степень повышения межремонтного ресурса турбокомпрессоров:

AI = L3JL = 70000/41150 = 1,7 = 70%. (10)

Предложенные конструктивно-технологические решения позволяют увеличить ресурс турбокомпрессоров не менее, чем на 70%.

В пятой главе «Практические рекомендации и технико-экономическая эффективность» предложено устройство автономной смазочной системы турбокомпрессоров, приведены расчеты ее основных элементов, разработаны требования и рекомендации по эксплуатации и обслуживанию и схема подключения.

По произведенным расчетам определены основные характеристики автономной смазочной системы:

- давление в системе смазки — 0,55 МПа;

- производительность масляного насоса — 16 л/мин;

- заправочный объем масла — 4 л;

- время работы после остановки дизеля - 2-4 мин.

Схема предложенной автономной смазочной системы турбокомпрессора представлена на рисунке 11.

Техническое обслуживание автономной смазочной системы сводится к смене масла и масляного фильтра с периодичностью ТО-2 автомобиля. При проведении ТО автономной смазочной системы следует обращать внимание на герметичность уплотнительных соединений.

1 - турбокомпрессор; 2 - трубопроводы; 3 — масляный радиатор; 4 - масляный бак;

5 - масляный насос; 6 - перепускной клапан; 7 - масляный фильтр; 8 - крышка бака; 9 — электродвигатель; 10,11 -заливная и сливная пробки соответственно; 12 - сливной

трубопровод; 13 - датчик давления масла; 14, 15 — датчики температуры масла

Оценивая эффективность использования автономной смазочной системы в целом, можно сказать, что экономический эффект будет заключаться в снижении удельных затрат себестоимости грузоперевозок, снижении затрат на ремонт и сокращении простоев в ремонте автомобиля.

Проведенный технико—экономический анализ исследований показывает, что годовой экономический эффект при использовании автономной смазочной системы составляет 15600 руб. на автомобиль, а срок окупаемости составляет менее одного года.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

1. В работе решена важная научная и практическая задача, связанная с повышением долговечности турбокомпрессоров не менее, чем на 70% за счет снижения теплонапряженности его подшипникового узла использованием автономной смазочной системы.

2. Разработана математическая модель динамики изменения теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора, позволяющая оценить тепловое состояние подшипникового узла турбокомпрессора на режиме остановки дизеля (уравнения (1)-(7)).

3. Результаты экспериментальных исследований подтверждают полученные аналитические зависимости динамики изменения теплового состояния подшипникового узла. Относительная погрешность экспериментальных исследований составляет 1,4%, что говорит о высокой степени соответствия результатов теоретических и экспериментальных исследований.

4. Основные характеристики автономной смазочной системы:

- давление в системе смазки - 0,55 МПа;

- производительность масляного насоса - 16 л/мин;

- заправочный объем масла - 4 л;

- время работы после остановки дизеля - 2—4 мин.

5. Эффективность использования автономной системы смазки турбокомпрессора заключается в годовом снижении простоев автомобиля в ТО и Р, снижении себестоимости грузоперевозок. Экономический эффект составляет 15600 руб. Срок окупаемости автономной смазочной системы менее 1 года.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

Публикации в журналах, рекомендованных ВАК РФ

1. Орлов Н.В. Анализ деформаций и теплонапряженности корпуса турбокомпрессора двигателей КАМАЗ-ЕВРО / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян // Вестник Саратовского государственного технического университета. -2011.-№3(57).-Вып. 1.-С. 177-181.

2. Орлов Н.В. Потенциал функционального тюнинга грузовых автомобилей / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян // Грузовик. - 2012. - №07. -С. 13-18.

3. Орлов Н.В. Снижение теплонапряженности элементов турбокомпрессоров использованием автономной смазочной системы / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян//Научное обозрение. -2013. — №8. - С. 49-55.

Публикации в других изданиях

4. Орлов Н.В. Изменение технического состояния турбокомпрессора в процессе эксплуатации / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян // Технологические и организационные проблемы сервиса машин и пути их решения: сб. науч. ст. - Саратов: СГТУ, 2010. - С. 11-15.

5. Орлов Н.В. Аналитическое исследование выбега турбокомпрессора ДВС / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян // Совершенствование технологий и организации обеспечения работоспособности машин: сб. науч. ст. - Саратов: СГТУ, 2011.-С. 100-104.

6. Орлов Н.В. Turbocharger. The problem of diagnosing / Н.В. Орлов // Молодые ученые за инновации: создавая будущее: материалы Междунар. науч,-практ. Интернет-конф. в рамках Междунар. Интернет-фестиваля молодых ученых. -Саратов: СГТУ, 2011. - С. 139-141.

7. Орлов Н.В. Целесообразность диагностирования турбокомпрессоров в процессе эксплуатации с целью повышения надежности силового агрегата / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян //Совершенствование технологий и организации обеспечения работоспособности машин: сб. науч. ст. - Саратов: СГТУ, 2011.-С. 11-15.

8. Орлов Н.В. Совершенствование системы смазки турбокомпрессора / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян // Наука: 21 век. Транспорт и машиностроение - 2012.- №1- С. 5-9.

9. Орлов Н.В. Автономная система смазки турбокомпрессора двигателя внутреннего сгорания / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян // Математические методы в технике и технологиях: материалы 25-й Междунар. науч. конф. -Саратов: СГТУ, 2012. - С. 370-372.

10. Орлов Н.В. Повышение эксплуатационной надежности турбокомпрессора путем установки автономной системы смазки / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян // Проблемы экономичности и эксплуатации

автотракторной техники: материалы Междунар. науч.-техн. семинара имени В.В. Михайлова. - Саратов: Саратовский ГАУ, 2012. - Вып. 25. - С. 75-78.

11. Орлов Н.В. Повышение долговечности турбокомпрессоров форсированных двигателей / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян //6-е Луканинские чтения. Решение энерго-экологических проблем в автотранспортном комплексе: тез. докл. Междунар. науч.-техн. конф. - М.: МАДИ, 2013.-С. 49-51.

12. Орлов Н.В. Моделирование тепловых процессов в турбокомпрессоре при остановке ДВС/ Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян // Проблемы экономичности и эксплуатации автотракторной техники: материалы Междунар. науч.-техн. семинара имени В.В. Михайлова. - Саратов: Саратовский ГАУ, 2013.-Вып. 26.-С. 51-54.

13. Орлов Н.В. Исследование работы турбокомпрессора с автономной смазочной системой / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян // Технология, организация и управление автомобильными перевозками: сб. науч. ст. - Саратов: СГТУ, 2013.-С. 48-51.

14. Орлов Н.В. Обоснование автономной смазочной системы на основе математического моделирования / Н.В. Орлов, A.C. Денисов, А.Р. Асоян // Технология, организация и управление автомобильными перевозками: сб. науч. ст. - Саратов: СГТУ, 2013.-С. 51-55.

Орлов Никита Васильевич

ПОВЫШЕНИЕ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ПУТЕМ УСТАНОВКИ АВТОНОМНОЙ СМАЗОЧНОЙ СИСТЕМЫ В ПОСТГАРАНТИЙНЫЙ ПЕРИОД ЭКСПЛУАТАЦИИ

Автореферат

Подписано в печать 24.10.2013 Бум. офсет.

Усл. печ. л. 1,0

Формат 60x84 1/16 Уч.-изд. л. 1,0

Тираж 100 экз.

Заказ 31

ООО «Издательский Дом «Райт-Экспо»

410031, Саратов, Волжская ул., 28 Отпечатано в ООО «ИД «Райт-Экспо»

410031, Саратов, Волжская ул., 28, тел. (8452) 90-24-90

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Саратовский государственный технический университет имени Гагарина Ю.А»

ПОВЫШЕНИЕ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ПУТЕМ УСТАНОВКИ АВТОНОМНОЙ СМАЗОЧНОЙ СИСТЕМЫ В ПОСТГАРАНТИЙНЫЙ ПЕРИОД ЭКСПЛУАТАЦИИ

Специальность 05.20.03 - «Технологии и средства технического обслуживания в сельском хозяйстве»

На правах рукописи

04201450665

Орлов Никита Васильевич

ДИССЕРТАЦИЯ

на соискание ученой степени

кандидата технических наук

Научный руководитель:

доктор технических наук, доцент Асоян Артур Рафикович

Саратов 2013

РЕФЕРАТ

ТУРБОКОМПРЕССОР, ТЕПЛОНАПРЯЖЕННОСТЬ, ДОЛГОВЕЧНОСТЬ, ПОДШИПНИКОВЫЙ УЗЕЛ, ТЕМПЕРАТУРА ПОДШИПНИКОВОГО УЗЛА, АВТОНОМНАЯ СМАЗОЧНАЯ СИСТЕМА, ОСТАНОВКА ДИЗЕЛЯ

Диссертационная работа изложена на 119 страницах, содержит 72 рисунка, 20 таблиц, 159 литературных источников и приложения.

В диссертационной работе рассмотрены факторы, влияющие на работоспособность турбокомпрессора автотракторных дизельных двигателей, основным из которых является высокая теплонапряженность деталей турбокомпрессора.По результатам анализа долговечности турбокомпрессоров выявлено, что наиболее теплонапряженным режимом является режим остановки дизеля. Проведенные исследования показали, что эффективным способом снижения теплонапряженности подшипникового узла турбокомпрессора на режиме остановки дизеля является использование автономной смазочной системы.

Аналитически определена зависимость температуры подшипникового узла турбокомпрессораТКР 7С-6 от времени с момента остановки дизеля. Рассмотрено влияние режима работы дизеля перед остановкой на величину максимальной температуры подшипникового узла турбокомпрессора.

Стендовые исследования в условиях ОАО завод двигателей «КАМАЗ», г.

I

Набережные Челны, подтвердили аналитические зависимости теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора. При проведении эксплуатационных исследований внедрения опытных автономных смазочных систем установлено, что увеличение межремонтного ресурса турбокомпрессоров составилоне менее 70%.

Обоснованы основные характеристики автономной смазочной системы турбокомпрессора, приведен расчет ее основных элементов и разработана схема установки предложенной системы.

Использование автономной смазочной системы позволяет снизить простои в техническом обслуживании (ТО) и ремонте (Р) на 4,3%. Годовой экономический эффект составляет 15600 руб/авт. Окупаемость автономной смазочной системы наступает на первом году эксплуатации.

ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение..............................................................................................................................................................................................................................5

1. АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ................................................................ 9

1.1. Анализ конструкций ресурсоопределяющих элементов

турбокомпрессоров.......................................................................... 9

1.1.1 .Конструктивные особенности подшипниковых узлов турбокомпрессоров........................................................................ 9

1.1.2. Анализ основных отказов турбокомпрессоров................................. 17

1.1.3. Пути повышения долговечности турбокомпрессоров....................... 20

1.2. Изменение технического состояния элементов турбокомпрессора в процессе эксплуатации..................................................................... 23

1.3. Условия работы турбокомпрессоров............................................... 27

1.4. Выводы и задачи исследования...................................................... 29

2. МЕТОДИКА И ПРОГРАММА ИССЛЕДОВАНИЯ............................ 31

2.1. Общие методика и программа исследования.................................... 31

2.2. Методика аналитического исследования........................................ 33

2.3. Методика экспериментального исследования.................................. 35

2.4. Схемы измерений элементов турбокомпрессора.............................. 41

2.5. Методика эксплуатационных исследований...................................... 43

2.6. Методика планирования эксперимента.......................................... 45

2.7. Выводы.................................................................................. 48

3. АНАЛИТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ 49 ПОДШИПНИКОВОГО УЗЛА ТУРБОКОМПРЕССОРА............................

3.1. Моделирование теплонапряженного состояния корпуса подшипников турбокомпрессора ТКР 7С-6............................................................ 49

3.2. Моделирование теплового состояния элементов турбокомпрессора ТКР 7С-6............................................................................................ 52

3.2.1. Системный анализ тепловых потоков в турбокомпрессоре ТКР 7С-6

с автономной смазочной системой...................................................... 53

3.2.2. Математическая модель тепловых процессовв турбокомпрессоре

ТКР 7С-6..................................................................................... 54

3.2.3. Математическая модель механических и газодинамических процессов

в турбокомпрессоре ТКР 7С-6.......................................................... 55

3.2.4. Математическая модель гидродинамических процессов в подшипниковом узле турбокомпрессора ТКР 7С-6с автономной смазочной системой...................................................................................... 56

3.2.5. Структурные схемы математических моделей тепловых и

гидродинамических процессов турбокомпрессора ТКР 7С-6......................................58

3.2.6. Результаты математического моделирования................................................................63

3.3. Выводы......................................................................................................................................................................73

4.АНАЛИЗ РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ. 74

4.1. Анализ результатов исследований изменения технического состояния турбокомпрессоров ТКР 7С-6, возвращенных по рекламациям..................................74

4.2. Оценка результатов экспериментальных исследований эффективности автономной смазочной системы турбокомпрессора............................................................78

4.3. Обработка результатов экспериментальных исследований..................................85

4.4. Оценка результатов эксплуатационных исследований................................................87

4.5. Сравнение результатов аналитическихи экспериментальных исследований..................................................................................................................................................................91

4.6. Выводы........................................................................................................................................................................92

5. ПРАКТИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ И ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ..................................................................................................................................................93

5.1. Устройство предложенной автономной смазочной системы..............................93

5.2. Расчет элементов автономной смазочной системы..........................................................94

5.2.1. Выбор масляного насоса..................................................................................................................95

5.2.2. Расчет привода масляного насоса................................................................................................95

5.2.3. Расчет масляного радиатора..........................................................................................................96

5.2.4. Расчет заправочного объема масляного бака......................................................................97

5.2.5. Расчет трубопроводов..............................................................................................................................98

5.3. Разработка схемы включения автономной смазочной системы............................98

5.4. Технико-экономическая оценка использования автономной смазочной системы турбокомпрессоров............................................................................................................................100

5.5. Выводы........................................................................................................................................................................104

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ..................................................................................................................................................105

Список используемой литературы..............................................................................................................106

Приложение 1................................................................................................................................................................120

Приложение 2..................................................................................................................................................................122

Приложение 3................................................................................................................................................................140

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы.Дизели, устанавливаемые на тракторы, автомобили и другие сельскохозяйственные машины, постоянно совершенствуются и достигли в настоящее время довольно высокой мощности. Этосопровождается снижением: расхода топлива, металлоемкости и токсичности отработавших газов, повышением их надежности, а также улучшением эксплуатационных качеств за счет форсирования путем применения газотурбинного наддува[119, 121].

Увеличение давления подаваемого воздуха и улучшение наполнения цилиндра позволяет, сохранив рабочий объем двигателя, существенно повысить его экономичность, удельную мощность и КПД, при этом обеспечить снижение вредных выбросов двигателей в атмосферу, что достигается максимально эффективным сжиганием топлива[20, 31].

Доля современных автотракторных дизелей, оснащенных турбокомпрессорами, уже превышает 80% и постоянно возрастает [61, 130]. Следует отметить, что установка дополнительного оборудования, узлов и агрегатов повышает сложность конструкции, увеличивает трудоемкость технического обслуживания, накладывает определенные ограничения на режимы эксплуатации и снижает надежность силового агрегата в целом[25, 27].

Затраты на обеспечение работоспособности сельскохозяйственной техники за весь срок эксплуатации превышают затраты на ее изготовление более, чем в 5 раз[36, 37].По данным статистических исследований, отказы турбокомпрессора занимают около 7% от общего числа отказов двигателя, а затраты на их устранение составляют 12% от общей доли затрат на устранение всех отказов в двигателе [36, 37].

Анализ работ, посвященных повышению надежности турбокомпрессоров, показал, что задачи обеспечения требуемого уровня их долговечности не решены и остаются на сегодняшний день актуальными[61, 70, 113, 133].Одним из факторов, влияющих на долговечность турбокомпрессора, является высокая теплонапряженность его ресурсоопределяющих элементов. Неравномерность

распределения температур в элементах турбокомпрессора приводит к значительному росту теплонапряжений и деформаций, наибольшие значения которых наблюдаются при переходных режимах работы дизеля.

Конструкция турбокомпрессоров в значительной мере отработана и способна удовлетворить предъявляемые к ней требования [97]. В их число входят обеспечение высокой долговечности при резких изменениях температуры газа перед турбиной, частых пусках и остановках двигателя, аэродинамическое совершенство и высокий механический КПД подшипников, хорошие массогабаритные показатели, минимальная инерционность ротора, технологичность, низкая себестоимость [98].

Эксплуатирующие предприятия принимают определенные меры по выполнению требований завода-изготовителя, касающихся организации технического обслуживания, применяемых масел, защиты двигателя от попадания пыли, улучшений, направленных на повышение эффективности очистки масла от абразивных частиц и др. [52, 70]. Однако эти мероприятия не позволяют обеспечить ресурс агрегата, заложенный заводом-изготовителем, что подтверждает актуальность исследований, направленных на увеличение долговечности турбокомпрессоров.

Работа выполнена в соответствии с НИР и программой по основным научным направлениям 12В.01 (СГТУ 289) «Исследования и закономерности изменения технического состояния элементов автомобилей и других машин для оптимизации структуры эксплуатационно-ремонтного цикла» 2010-2012 гг., 13В.01 «Разработка теоретических и методологических основ обеспечения работоспособности автотранспортных средств» 2013-2015 гг.

Цель исследования - повышение долговечности турбокомпрессоров путем использования автономной смазочной системы турбокомпрессоров, снижающей теплонапряженность подшипникового узла турбокомпрессорана всех режимах работы дизеля.

Объект исследования - турбокомпрессоры ТКР 7С-6 двигателей КАМАЗ -ЕВРО. 1

Предмет исследования - тепловое состояние элементов турбокомпрессора на переходных режимахработы дизеля.

Научная новизна:

1. Разработана математическая модель динамики изменения теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора;

2. Определены основные характеристики автономной смазочной системы.

Практическая ценность работы:

1. Разработаны методики и рекомендации, способствующие повышению долговечности силовых агрегатов автотракторной техники;

2. Разработаны конструктивно-технологические решения с целью доработки потребительских качеств (функциональный тюнинг), позволяющие снизить теплонапряженность деталей турбокомпрессора за счет установки автономной смазочной системы (решение о выдаче патента от 05.07.2013г.);

3. Разработаны рекомендации по внесению необходимых изменений в штатную смазочную систему двигателя.

Реализация результатов работы. Результаты теоретических и экспериментальных исследований могут быть использованы при модификации уже существующих, а также для модернизации любых автотракторных дизелей, оснащенных турбокомпрессорами, находящихся в эксплуатации. Опытные образцы автономных смазочных систем турбокомпрессоров проходят эксплуатационные исследования в автотранспортных предприятиях г. Саратова, Балаково и Тамбова.

Научные положения, выносимые на защиту:

1. Математическая модель динамики изменения теплового состояния подшипникового узла турбокомпрессора;

2. Обоснование целесообразности установки автономной смазочной системы для снижения теплбнапряженности элементов турбокомпрессора на переходных режимах работы дизеля;

3. Конструкция и схема подключения автономной смазочной системы турбокомпрессора;

4. Обоснование основных характеристик автономной смазочной системы турбокомпрессора.

Апробация. Основные материалы диссертационной работы доложены, обсуждены и получили положительную оценку на 25-м и 26-м Международных научно-технических семинарах имени В.В. Михайлова «Проблемы экономичности и эксплуатации автотракторной техники» (г. Саратов, СГАУ имени Н.И. Вавилова, 2012-2013 гг.); Международной научно-практической Интернет-конференции в рамках Международного Интернет-фестиваля молодых ученых «Молодые ученые за инновации: создавая будущее» (г. Саратов, СГТУ, 2011 г.); 25-й Международной научной конференции «Математические методы в технике и технологиях» (г. Саратов, СГТУ им. Гагарина Ю.А., 2012 г.); Международной научно-технической конференции «6-е Луканинские чтения. Решение энерго-экологических проблем в автотранспортном комплексе»(г. Москва, МАДИ, 2013).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 14 печатных работ, в том числе 3 статьи в изданиях, включенных в перечень ведущих журналов и изданий, рекомендованных ВАК. Получено 2 положительных решения о выдаче патента. Общий объем публикаций составляет 4,56 печ. л., из которых 1,6печ. л. принадлежит лично соискателю.

1. АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ

1.1. Анализ конструкций ресурсоопределяющих элементов турбокомпрессоров 1.1.1. Конструктивные особенности подшипниковых узлов турбокомпрессоров

На двигателях автомобилей семейства КАМАЗ устанавливаются турбокомпрессоры моделей ТКР 7С-6 или БсЬлукгег 82В, «Во^А^агпег». Турбокомпрессоры 8сЬшкгег Б2В, «Во^\\^агпег» и ТКР 7С-6 аналогичны по конструкции и унифицированы по установочным размерам [110]. В таблице 1.1 приведены технические характеристики турбокомпрессоров, устанавливаемых на автомобили КАМАЗ.

Таблица 1.1 - Технические характеристики турбокомпрессоров.

Наименование параметра Параметры турбокомпрессоров

ТКР7С-6 БсЬийгег 82В Во^\\^агпег

Диапазон подачи воздуха через компрессор, кг/с 0,05... 0,2 0,05...0,21 0,05...0,02

Давление наддува (избыточное) при нормальной мощности двигателя, МПа (кгс/см2), не менее 0,08 (0,8) 0,08 (0,8) 0,81 (0,81)

Частота вращения ротора при номинальной мощности двигателя, тыс. мин-1 90...100 90...110 90...105

Температура газов на входе в турбину, К (°С): - допускаемая в течение 1 часа - допускаемая без ограничения по времени 1023(750) 973(700) 1023 (750) 973(700) 1023(750) 973(700)

Давление масла на входе в турбокомпрессор при температуре масла 80-95°, МПа (кгс/см2): - при частоте вращения коленчатого вала 2200 мин-1 - при частоте вращения коленчатого вала 600 мин-1, не менее 294-442 (0,3-0,45) 98 (1,0) 294—442 (0,3-0,45) 98(1,0) 294-442 (0,3-0,45) 98(1,0)

Турбокомпрессор ТКР 7С-6 (рисунок 1.1) состоит из центростремительной турбины и центробежного компрессора, которые соединены между собой корпусом подшипникового узла 3. Корпус турбины 7 преобразовывает энергию выхлопных газов в кинетическую энергию вращения ротора 10 турбокомпрессора. В компрессорной ступени энергия вращения ротора 10 превращается в работу сжатия воздуха [7, 8].

Рисунок 1.1. Турбокомпрессор ТКР 1С-в:

1 - корпус компрессора; 2 - крышка компрессора; 3 - корпус подшипникового узла; 4 - упорный подшипник; 5 - плавающая втулка; 6 - стопорное кольцо; 7 - корпус турбины; 8 - уплотнительное кольцо; 9 - турбинное колесо; 10 - ротор; 11 - жароотражающий экран турбины; 12,17-шайбы; 13,18-болты; 14-маслоотражающий экран; 15-втулка упорного подшипника; 16 - маслоотражатель; 19 - гайка; 20 - компрессорное колесо; 22 -