автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.03, диссертация на тему:Повышение долговечности турбокомпрессоров автотракторных двигателей путем использования гидроаккумулятора в системе смазки

004618777

Коркин Алексей Александрович

ПОВЫШЕНИЕ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ АВТОТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ПУТЕМ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ • ГИДРОАККУМУЛЯТОРА В СИСТЕМЕ СМАЗКИ

Специальность 05.20.03 - технологии и средства технического обслуживания в сельском хозяйстве

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

2 3 ЛЕЯ 2010

Саратов 2010

004618777

Работа выполнена в ГОУ ВГ10 «Саратовский государственный технический университет».

Научный руководитель - доктор технических наук, профессор

Денисов Александр Сергеевич

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Межещсин Геннадий Дмитриевич

кандидат технических наук, доцент Никитин Александр Владимирович

Ведущая организация - ГОУ ВПО «Волгоградский государственный технический университет».

Защита диссертации состоится 22 декабря 2010 г. в часов на заседании совета по защите докторских и кандидатских диссертаций Д 220.061.03 при ФГОУ ВПО «Саратовский ГАУ» по адресу: 410056, г. Саратов, ул. Советская, 60, ауд. 325.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Саратовского государственного аграрного университета имени Н.И. Вавилова.

Автореферат разослан /9 ■ 2010 г. и размещён на

сайте: 1111р://уууу\у.SRau.ru/. '

Ученый секретарь совета по защите докторских и кандидатских диссертаций

Н.П. Волосевнч

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Эффективность, надежность и экологич-ность использования автомобиля во многом определяются его техническим состоянием. Затраты на поддержание его работоспособности за срок эксплуатации превышают первоначальную стоимость.

По данным статистических исследований отказов автомобилей КамАЗ, на двигатель приходится порядка 35 % всех отказов, а затраты на их устранение составляют более 50 % всех затрат на текущий ремонт. Из этого следует, что именно двигатель и его системы являются наиболее важными агрегатами, определяющими надежность автомобиля в целом.

В настоящее время основными задачами автотракторного дви-гателестроения являются повышение литровой мощности, снижение удельной массы, улучшение экологических показателей. Наиболее полно эти задачи решаются при форсировании двигателя с помощью системы газотурбинного наддува. Доля современных автотракторных дизелей, оснащенных турбокомпрессорами, уже превышает 70% и постоянно возрастает. Необходимо отметить, что внедрение дополнительных узлов и агрегатов влечет за собой повышение сложности конструкции в целом, трудоемкости технического обслуживания, накладывает специфические ограничения и увеличивает число отказов.

В двигателе отказы турбокомпрессора занимают около 7 % от общего числа отказов. Поскольку турбокомпрессор является высокотехнологичным и точным узлом, его ремонт в условиях АТП или СТО затруднителен. Затраты на устранение отказов турбокомпрессора составляют 12 % затрат на устранение всех отказов в двигателе.

Конструкторы современных двигателей постоянно работают над повышением надежности турбокомпрессоров, о чем свидетельствует динамика снижения количества отказов за последние годы. Однако полностью эта задача до сих пор не решена. Кроме того, эксплуатируется огромное количество дизелей с турбонаддувбм первых моделей выпусков, в которых конструктивные мероприятия по обеспечению высокого ресурса турбокомпрессоров не получили широкого распространения. Решение этой задачи возможно посредством использования функционального понинга, т.е. внедрения дополнительных устройств, направленных на увеличение ресурса Одним из таких устройств является гидроаккумулятор, устанавливаемый в систему смазки турбокомпрессора.

Работа была выполнена в соответствии с НИР и программой по основным научным направлениям СГТУ 10В1 «Разработка научных основ эффективных технологий обеспечения надежности автотранспортных средств».

Цель исследовании - повышение межремонтного ресурса турбокомпрессоров путем использования гидроаккумулятора в системе смазки, снижающего теплонапряженность подшипникового узла па режиме остановки двигателя.

Объект исследования - турбокомпрессор двигателей КамАЗ -ЕВРО.

Предмет исследования - тепловое состояние деталей турбокомпрессора на переходных режимах работы двигателя.

Научная новизна. Разработана аналитическая зависимость, позволяющая оценить тепловое состояние деталей турбокомпрессора на переходных режимах работы.

Определена вероятность выхода турбокомпрессора на критические по коэффициенту надежности режимы работы подшипникового узла.

Оценено влияние конструктивных и режимных параметров работы гидроаккумулятора па его эффективность. Определены субоптимальные величины этих параметров.

Практическая ценность работы. Разработано устройство для снижения температурной напряженности деталей турбокомпрессора путем внесения конструктивных изменений в систему смазки (патент РФ на полезную модель № 69159). Разработаны схема включения гидроаккумулятора и мероприятия по внесению необходимых изменений в систему смазки.

Реализация результатов работы. Результаты теоретических и экспериментальных исследований могут быть использованы при модификации уже существующих, а также для модернизации любых автотракторных двигателей, оснащенных турбокомпрессорами, уже находящихся в эксплуатации. Опытные гидроаккумуляторы проходят эксплуатационные исследования в условиях ОАО «Межгородтранс» и автохозяйства СГТУ на автомобилях КамАЗ, а также в ОАО «Балпасс -1» на автобусах ПАЗ.

Научные положения, выносимые на защиту:

• аналитическая зависимость температуры турбокомпрессора от времени с момента остановки двигателя, подтвержденная экспериментально;

• обоснована целесообразность применения гидроаккумулятора для снижения температуры подшипникового узла на режиме остановки двигателя;

• конструкция и схема включения гидроаккумулятора в систему смазки;

• обоснование оптимальных значений параметров и режимов работы гидроаккумулятора.

Апробация. Основные материалы диссертационной работы были доложены, обсуждены и получили положительную оценку на XIX-XXIII Межгосударственных постоянно действующих научно-технических семинарах «Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания» (г. Саратов, 2007-2010 гг.); научно-технических конференциях СГТУ в 2006-2010 гг.; VII Всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Механики - XXI веку» (г. Братск, 2008 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 14 печатных работ, в том числе две статьи в издании, включенном в «Перечень ведущих журналов и изданий ...» ВАК. Получен патент на полезную модель. Общий объем публикаций составляет 4,12 печ. л., из которых 1,64 печ. л. принадлежит лично соискателю.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти разделов, общих выводов, списка литературы и 5 приложений. Работа изложена на 140 страницах машинописного текста, содержит 47 рисунков, 22 таблицы. Список литературы включает в себя 127 наименований, в том числе 10 на иностранных языках.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, представлена общая характеристика работы и определены основные направления исследования.

В первой главе «Анализ состояния вопроса по надежности турбокомпрессоров» представлен анализ причин и последствий отказов турбокомпрессоров, определены характер основных отказов и взаимосвязь с конструктивными, технологическими и эксплуатационными факторами. Рассмотрены основные существующие на данный момент конструктивные схемы подшипниковых узлов, проанализированы их достоинства и недостатки. Дан анализ влияния конструкции системы смазки двигателя на параметры работы турбокомпрессора.

Большой вклад в разработку основных принципов обеспечения надежности автомобилей и других машин внесли такие ученые, как Ф.Н. Авдонькин, Б.С. Антропов, В.Д. Аршинов, Н.Я. Говорущенко,

Б.В. Гольд, М.А. Григорьев, И.Б. Гурвич, В.Г. Дажии, A.C. Денисов, И.Е. Дюмин, Н.С. Ждановский, В.Е. Канарчук, Б.И. Костецкий, И.В. Крагельский, Р.В. Кугель, Е.С. Кузнецов, А.Т. Кулаков, B.C. Jly-кинский, Г.Д. Межецкий, JI.B. Мирошииков, В.М. Михлин, В.В. Сафонов, A.C. Проников, Р.В. Ротенберг, В.И. Цыпцын и др.

На основе проведенного анализа сделаны выводы о том, что основным фактором, определяющим надежность турбокомпрессора, является режим работы подшипникового узла, наибольшее влияние на который при эксплуатации оказывает температура масла. Снижение тепло,напряженности деталей турбокомпрессора на режиме остановки двигателя приводит к значительному увеличению межремонтного ресур.са. Рассмотрим основные известные пути решения этой задачи:

• организация независимой системы смазки турбокомпрессора, оснащенной автономным масляным насосом;

• установка устройства, позволяющего автоматически глушить двигатель (так называемого «турботаймера»);

• организация жидкостного охлаждения корпуса подшипников;

• дополнение системы смазки гидроаккумулятором, способным запасти необходимое количество масла и подать его в нужное время независимо от масляного насоса двигателя.

Наиболее простым и дешевым способом является применение гидроаккумулятора. Оснащение гидроаккумулятором не требует внесения значительных изменений в конструкцию как турбокомпрессора, так и самого двигателя, что позволяет оснащать им двигатели, уже находящиеся в эксплуатации.

В соответствии с проведенным анализом и поставленной целью были определены следующие задачи:

1. Смоделировать основные закономерности изменения температурной напряженности подшипникового узла турбокомпрессора.

2. Теоретически обосновать влияние температуры подшипникового узла после остановки двигателя на режим его смазки.

3. Проверить полученные аналитические зависимости стендовыми и эксплуатационными исследованиями, установить параметры зависимостей, определяющих протекание процесса.

4. Обосновать основные конструктивные и режимные параметры работы предлагаемого устройства, разработать схему его включения в существующие конструкции систем смазки,

•■•5. "Произвести технико-экономическую оценку модернизации установкой предлагаемого устройства.

Во торой главе «Методика и программа исследования» приведены общие методики и программа исследования, включающая в себя аналитические, экспериментальные и эксплуатационные исследования.

Для экспериментальной оценки эффективности гидроаккумулятора была разработана следующая методика:

1. Запуск двигателя, прогрев до рабочей температуры на следующем режиме: частота вращения коленчатого вала двигателя п = 1900 мин"1, нагрузка Р = 1000 Н, развиваемая мощность 140 кВт.

2. Прогрев до следующих начальных параметров: температура выхлопных газов /выхл = 420 °С, температура масла /м = 98 °С.

3. По достижении заданных параметров - снижение частоты вращения до п = 600 мин"', работа без нагрузки.

4. Остановка двигателя с фиксацией следующих параметров: температура подшипникового узла; время выбега вала ротора.

Изменяли время истечения масла из гидроаккумулятора ти.

Температуру корпуса подшипников фиксировали термопарой, установленной в корпусе подшипников в бобышке втулки подшипника с турбинной стороны как наиболее теплонапряженной и оказывающей наибольшее влияние на состояние турбокомпрессора (рис. 1).

Рис. 1. Конструкция турбокомпрессора с указанием места размещения термодатчика: 1 - вал ротора турбокомпрессора; 2 - корпус подшипников; 3 - втулка подшипника турбокомпрессора; 4 - корпус турбины; 5 - корпус компрессора; 7 - колесо компрессора; 8 - место установки термодатчика

Целыо испытаний являлась оценка эффективности гидроаккумулятора при различных режимах работы как самого турбокомпрессора, так и при всевозможных параметрах включения и работы гидроаккумулятора.

Эксплуатационные исследования эффективности гидроаккумулятора проводили на автомобилях КамАЗ-65115 и автобусах ПАЗ.

Установка гидроаккумуляторов на автомобили была приурочена к плановой замене турбокомпрессоров для исключения влияния пробега без гидроаккумулятора на ресурс ТКР.

Для оценки величины остаточного ресурса периодически проводили диагностику технического состояния турбокомпрессоров. Эту операцию совмещали с ТО-2, т.е. каждые 9000-10000 км пробега в соответствии с сервисными книжками автомобилей.

Во время этой операции производили демонтаж турбокомпрессоров. Инструментально замеряли величину износа вала ротора и время выбега.

В третьей главе «Аналитическое исследование теплопа-прпжепиости подшипникового узла турбокомпрессора на режиме остановки двигателя» представлены результаты проведенного математического моделирования температурных условий работы подшипникового узла турбокомпрессора на переходных режимах работы, в частности, на режиме остановки двигателя. Исследованы основные факторы, влияющие на надежность работы подшипников.

Для анализа основных факторов, влияющих на тепловыделение и теплообмен, использовали уравнение теплового баланса при некоторых допущениях.

Первое допущение: подвод тепла от турбинного колеса после остановки двигателя во времени снижается по линейному закону. Второе допущение: теплоотвод маслом равен нулю, так как смазочная система после остановки не работает. Третье допущение: температура окружающей среды во времени постоянна.

Составим уравнение теплового баланса для корпуса турбины и подшипника.

Для корпуса турбины:

суи,—£-==-<?от, .... (1)

ОТ ■

, кДж

где с'| — удельная теплоемкость материала корпуса турбины,-; т\ -

кг -К

масса турбины, кг; Т\, - температура корпуса турбины, °С; т - время, с; с]01 - отвод тепла от турбины подшипнику и в окружающую среду:

9аг=01. + <7окр'

(2)

где с/м и ¿/,Ж|, - соответственно тепло, отведенное к подшипнику и в окружающую среду:

</„ = a|Fi (Тг- Т„)\ (3)

Чащ, = «2^2 (7, - '/'окр), (4)

где Fi, Fi - площади поверхности отвода тепла от турбины к подшипнику и от турбины в окружающую среду соответственно, м2; Тт, Т,„ Токр - температуры турбины, подшипника, окружающей среды, °С. Для подшипника:

дТ

= -?ок,хп . (5)

кДж

где сг - удельная теплоемкость материала подшипника, --; т2 -

кг - К

масса подшипника, кг; ¿/(1К|) П - отвод тепла от подшипника в окружающую среду:

<7окР.п = CI3F3 (Г„ - Гокр), (6)

где Fi - площадь поверхности отвода тепла от подшипника в окружающую среду, м2.

Учитывая, что q„ в уравнениях (2) и (5) - величина постоянная, дифференциальные уравнения решили с применением программного средства «Matlab 6.5».

Задаваясь значениями констант, а также начальных параметров на примере турбокомпрессора ТКР 7С-6, определили зависимость величины температуры деталей турбокомпрессора от времени с момента остановки двигателя. Для оценки влияния режима работы двигателя перед остановкой на температурную напряженность деталей турбокомпрессора провели расчеты при различных значениях температуры выхлопных газов, которая непосредственно связана с величиной Гтн. В качестве основных характерных условий, определяющих режим работы двигателя, были приняты следующие значения:

Cixji = 300 °С - при минимальной частоте вращения коленчатого вала и работе без нагрузки;

'выхл = 420 °С - при номинальной частоте вращения коленчатого вала и работе с умеренной нагрузкой;

/Ш.1ХП = 600 °С - при номинальной частоте вращения коленчатого вала и работе с полной нагрузкой.

Решение системы уравнений (1) и (5) дало следующие выражения:

• для корпуса турбины:

Т- 1 ( ОТ „Fr 1 EDa\F\Ci 1 Ea2F2Dc2

2' 0Ki' 1 1 2 2~~~ТГ~~

| 1 Ec[DalF[ | 1 Et\a^D 1 [ 1 CBa^c2 |

2 VI 2 VI 2 2 VI 2 VI 2 VI 2 VI 2

• для подшипника:

т„ = r0hp +^{-4ÄT0KV -T0K?ci\Fxc2-qxFxc2ТГ|) + a2F2c2TOKV -

- a2F2c2T.,„ - c,C1,F,r0Kp + C|a,F,TT„ - С|ыЛ7'окр + qa^T.,,, +

(_1 "'iZ'i _ i _1 _ i —i''i +1L^) + VlT.IM+2Tnila,F,c2)e 2 2 Cl 2 c» 2 '' +2c'c> /VI-

J_ 2'

-c,fl3F3r +c1fl3F3TTH + Vir -

(8)

1 окр ' ^ I 3 * * тн V - * А 0Кр

^ МОуЬ'х 1 Ш21'2 1 1 }

- %/1тти + 2Тпня1^с2)е <, о <,

где А, В, С, Д £ - коэффициенты, учитывающие взаимосвязи между конструктивными параметрами турбокомпрессора, такими, как материал, масса деталей, а также площадь их поверхностей.

Результаты расчетов графически отражены на рис. 2.

Анализируя полученные зависимости, видим, что наибольший интерес представляет интервал времени с момента остановки двигателя от 0 до 160 с, т. к. в это время происходит рост температуры подшипникового узла. Учитывая это, а также большую сложность выражений (7) и (8), произвели аппроксимацию полученных зависимостей в интервале, соответствующем ветке нагрева. Для аппроксимации применили полином второй степени:

Т = а + Ьх + сх2, (9)

где а, Ь и с - параметры аппроксимирующего полинома.

Рис. 2. Теоретические зависимости температур корпуса турбины и подшишшка от времени с момента остановки двигателя при различных 'значениях температуры выхлопных газов /оьм: 1,2,3 -температура подшипника при („= 300,420 и 600°С соответственно; 4,5,6 - температура турбины при /ВЫхл= 300,420 и 600 "С

Аналогично рассмотрены три характерных случая режима работы двигателя, полученные результаты отражены на рис. 3 и в табл. 1.

2т гм

^

° яо

Й"

220

щ

д 200

£

^ но

%О 1Ю

т

о го ю ¿о да ю т т ьо т

Время с момента остано&ки дЬиготеля с

Рис. 3. Аппроксимирующие зависимости температуры подшипникового узла от времени с момента остановки для различных начальных условий: 1, 2, 3 - аналитические кривые для начальных условий = 600, 420 и 300 "С соответственно; 4, 5, 6 - аппроксимирующие кривые для начальных условий /,,«л= 600, 420 и 300 °С

Таблица 1

Параметры аппроксимирующих полиномов

Начальные условия, Гщ.,,, °С а b с ^тач' С

300 105,83 0,6167 1,2058 -0,0025 147

420 107,21 -0,0045 133,9

600 109,23 2,0593 -0,0073 123,34

Наиболее значимой характеристикой, влияющей на надежность работы подшипника, является величина, называемая коэффициентом надежности подшипника %. Коэффициент надежности подшипника- отношение рабочей характеристики X к критической 1кр:

% = — ■ (Ю)

кр

Величина % должна быть больше 1. Чем она больше, тем меньше вероятность перехода работы подшипника в область полужидкостной смазки, а следовательно, меньше риск контакта поверхностей вала и подшипника.

Характеристика режима X определяется по формуле:

1

Х = -

Т|Ю 2% к

(И)

где 11 - динамическая вязкость масла, Па-с; и - угловая скорость, рад/с; к — удельная нагрузка на единицу несущей поверхности подшипника, Па.

В литературе чаще всего оперируют не величиной рабочей характеристики X, а безразмерным числом Зоммерфельда Бо, которое является функцией от относительного эксцентриситета е и относительной минимальной толщины масляного слоя £ и определяется по формуле:

S0 -

110)

(12)

где 11 — динамическая вязкость масла, Па-с; ш - угловая скорость, рад/с; к - удельная нагрузка на единицу несущей поверхности подшипника, Па; относительный зазор.

Удельная нагрузка на подшипник к зависит от радиальной нагрузки, действующей в сопряжении, и геометрических размеров подшипника:

где Р - радиальная нагрузка, Н; / - длина подшипника, м; с1 - его диаметр, м.

Вязкость масла уменьшается при росте температуры:

где / - характеристическое число, зависящее от типа масла; / - температура, °С.

Анализируя выражения (10). ..(14), а также учитывая опыт эксплуатации и статистику отказов турбокомпрессоров, можно сделать вывод о том, что основными факторами, влияющими на коэффициент надежности подшипника, являются следующие:

• вязкость масла (уменьшается при повышении температуры);

• диаметральный зазор (увеличивается при износе опорных поверхностей вала либо подшипника).

Рассмотрим влияние вышеуказанных факторов на коэффициент надежности подшипника турбокомпрессора.

В соответствии с конструкторской документацией, диаметральный зазор в сопряжении вал ротора - втулка подшипника составляет А = 0,05 мм и достигает предельного в эксплуатации значения А,,,, = 0,3 мм. Принимаем, что расчет будем производить в интервале А = 0,05...0,3 мм с шагом 0,03 мм.

Турбокомпрессор работает также в широком диапазоне температур. Динамическая вязкость масла при этом изменяется от 11 = 0,070 Па-с при 40 °С до Т| = 0,003 Пах при 180 °С.

Рассмотрим совместное влияние этих факторов на величину коэффициента надежности (рис. 4). Анализируя полученную зависимость, можно сделать вывод о том, что при совместном влиянии факторов температуры и износа втулок подшипника может сложиться ситуация, приводящая к отказу турбокомпрессора, который по диагностическим параметрам (зазор в сопряжении вал ротора -втулка подшипника) ещё не достиг предельного в эксплуатации состояния. Другими словами, изношенный, но находящийся в удовлетворительном состоянии турбокомпрессор гораздо более чувствителен к повышению температуры масла, так как подшипники турбокомпрессора, не достигшего предельного износа в эксплуатации, обладают достаточным коэффициентом надежности только при

нормальной рабочей температуре масла. С повышением же температуры подшипники изношенного турбокомпрессора не могут обеспечить работоспособного состояния ввиду малого запаса коэффициента надежности.

Рис. 4, Поверхность зависимости коэффициента надежности подшипника от совокупного влияния диаметрального зазора и температуры масла

На рис. 5 представлена проекция поверхности на плоскость XOY. Видно, что при работе турбокомпрессора в правой (заштрихованной) области графика не обеспечивается надежная работа подшипников турбокомпрессора, причем большая часть этой области лежит левее отметки А = 0,3 мм, означающей предельное в эксплуатации состояние, лимитируемое внешними диагностическими признаками (люфт вала ротора). Фигура ADE графически представляет собой вероятность работы подшипникового узла турбокомпрессора в условиях, когда не обеспечивается условие надежности % > 1 при работе без гидроаккумулятора, ABC -с гидроаккумулятором.

Теоретические предпосылки увеличения надежности турбокомпрессора путем применения гидроаккумулятора масла заключаются в снижении вероятности работы турбокомпрессора в заштрихованной области графика (см. рис. 5), когда не обеспечивается условие %> 1.

Таким образом, при использовании гидроаккумулятора величина вероятности работы подшипника в области х < 1 снижается на величину Р,/ Р2 = 0,294/0,162 = 1,81, т. е. в 1,81 раза.

о

Е

т

по

^ №

х<1\

Ъ\

с

со

А

по

о.т от а я ол ох> о.г он бл о.я

Вшнетрапьшй зазор Л. мм

Рис. 5. Влияние гидроаккумулятора па режим работы подшипникового узла

С этой целыо разработал, испытан и рекомендован к установке на автотракторные двигатели гидроаккумулятор (патент РФ на полезную модель № 69159).

В четвертой главе «Анализ результатов экспериментальных исследовании» по полученным экспериментальным данным согласно разработанной методике был проведен анализ, который подтвердил соответствие предложенной модели реальному процессу изменения теплового состояния элементов турбокомпрессора на режиме остановки двигателя.

Для оценки эффекта включения гидроаккумулятора в систему смазки ТКР испытания проводили как с его включением, так и без него, т. е. имитировали штатный режим работы системы смазки.

Также проводили испытание с целыо оценки влияния параметров работы гидроаккумулятора на величину эффективности путем изменения времени истечения масла т„, что достигалось изменением пропускного сечения сливного трубопровода. Время истечения составляло ти = 20 с и = 40 с (рис. 6). В первом случае время истечения принимали равным средней величине времени выбега вала ротора турбокомпрессора, не оснащенного гидроаккумулятором, во втором — равным ожидаемому времени выбега при использовании гидроаккумулятора.

Изменение температуры подшипникового узла по времени после остановки двигателя аппроксимировали полиномом второй степени, параметры которого представлены в табл. 2, где также приведены время достижения максимальной температуры и её значения.

w

I1 160

g 1W

120

1

к ^ 3

«Л

30

60

120 150 180

Время истечения x, с

Рис. 6. Изменение температуры подшипникового узла ТКР после остановки дизеля при 600 мин-1: 1 - без гидроаккумулятора; 2-е гидроаккумулятором ( т = 20 с); 3 - с гидроаккумулятором (т„г = 40 с)

Таблица 2

Параметры зависимости температуры подшипникового узла от времени

Условия испытаний а Ь с ^imx ' max

После 600 мин"',без гидроак-кумулягора 120 0,605 -0,0014 214 211

После 600 мин ', с гидроаккумулятором (20 с) 113 0,563 -0,0012 233 179

После 600 мин"', с гидроаккумулятором (40 с) 112 0,504 -0,0010 250 174

После 900 мин"', без гидроаккумулятора 106 0,759 -0,0019 200 182

После 900 мшГ', с гидроаккумулятором (40 с) 105 0,648 -0,0014 232 180

После 600 мин"', без гидроаккумулятора (т„ = 60 с) 107 0,854 -0,0025 170 180

После 600 мин"', с гидроаккумулятором (т3 = 20 с) 109 0,865 -0,0022 160 178

Примечания', а, Л, с - параметры полинома (у -- а + ст2); 1пт - время достижения максимальной температуры; /пш - максимальная температура; г, - время выдержки на холостом ходу; т,- время задержки открытия гидроаккумулятора

Наибольшее снижение максимальной температуры подшипникового узла составляет 33 °С при использовании гидроаккумулятора

на холостом ходу с задержкой включения 20 с после остановки дизеля. При реальных эксплуатационных режимах работы дизеля температура деталей ТКР более высокая, поэтому эффективность гидроаккумулятора повышается и снижение максимальной температуры подшипникового узла достигает 58.. .60 °С.

Затем была проведена оптимизация конструктивных и режимных параметров работы гидроаккумулятора с целью обеспечения наибольшей эффективности его работы. Было установлено, что наибольшее влияние оказывают следующие параметры:

• конструктивный - объем V;

• режимный - время истечения масла ти.

В качестве параметра оптимизации, позволяющего оценить эффективность гидроаккумулятора, была принята разность температур А1 подшипникового узла турбокомпрессора между её значениями при включенном и отключенном гидроаккумуляторе.

Для сокращения количества экспериментов при определении оптимальных значений был использован метод математического планирования эксперимента, на основании которого получена полиномиальная математическая модель процесса в виде отрезка ряда Тейлора (15) и построена поверхность отклика (рис. 7):

г = -3,4234 + 13.052Х + 0,43887 +

(15)

+ 0,041667ХУ -0.90668Л -0.005202Г2.

Рис. 7. Графический вид поверхности функции отклика

Анализ функции поверхности отклика (см. рис. 7) показал следующее:

• с увеличением объема эффективность гидроаккумулятора, определяемая величиной снижения им температуры подшипникового узла, растет, достигая максимальной величины при максимально возможном объеме 2 л, что лимитируется конструктивными соображениями;

• вследствие наличия в уравнении регрессии коэффициентов с отрицательным значением функция отклика имеет экстремум в точке оптимального значения времени истечения при фиксированном объеме.

Оптимальное значение времени истечения ти при объеме гидроаккумулятора V- 2 л составляет 50 с.

Оценка эксплуатационных исследований произведена на основании проведенных замеров износа вала ротора и сравнения полученных значений с турбокомпрессорами, не оснащенными гидроаккумулятором.

Степень повышения величины ресурса 5/:

ыЛ^УМ-и*, (16)

/2 а, 0,2113

где а,[ - интенсивность изнашивания вала ротора без использования гидроаккумулятора, мкм/тыс. км; а2 - интенсивность изнашивания вала ротора с гидроаккумулятором, мкм/тыс. км; /| и /2 - средний ресурс турбокомпрессора с гидроаккумулятором и без него соответственно, тыс. км.

Следовательно, использование гидроаккумулятора в системе смазки турбокомпрессора снижает в 1,18 раза интенсивность изменения его технического состояния в зависимости от пробега, что позволяет говорить о соответственном увеличении межремонтного ресурса.

В пятой главе «Практические рекомендации и технико-экономическая эффективность» представлены требования по эксплуатации и обслуживанию гидроаккумулятора, схема его установки в систему смазки турбокомпрессоров.

Как показал экономический анализ (табл. 3), доля затрат на техническое обслуживание и ремонт в себестоимости перевозок по автомобилям КамАЗ составляет в среднем 15 %. На силовой агрегат в среднем приходится 37 % всех отказов автомобиля, в том числе на турбокомпрессоры -7 %.

Таблица 3

Результаты расчета годового экономического эффекта

Показатель Единица измерения Величина

Доходная станка руб./км 16

Себестоимость перевозок руб./км 12

Среднегодовой пробег тыс. км 75

Средний простой в ТО и ТР дней/тыс. км 0,6

Доля затрат па ТО и Р в себестоимости перевозок . % 15

Доля отказов силовых агрегатов % 37

Доля отказов турбокомпрессоров в отказах силовых агрегатов % ' 7

Относительное снижение количества отказов турбокомпрессоров но результатам работ ы % 18

Доля простоев в ТО и Р по отказам силового агрегата % 44

Доля простоев на устранение отказов турбокомпрессоров в силовом агрегате % 14

Снижение себестоимости перевозок % 0,093

Снижение простоев в ТО и Р % дней/тыс. км 1,1 0,0066

Годовое снижение себестоимости перевозок руб./авт. 837

Годовое снижение простоев в ТО и Р дней/авт. 0,495

Годовое увеличение доходов от использования гидроаккумулятора руб./авт. 1980

Годовой экономический эффект руб./авт. 2817

Эффективность использования гидроаккумулятора заключается в повышении ресурса турбокомпрессоров, снижении затрат на обеспечение надежности системы газотурбинного наддува.

С учетом затрат на изготовление и монтаж гидроаккумулятора (3918 руб.) его окупаемость наступает на втором году эксплуатации.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

1. Одним из эффективных путей повышения мощности двигателей является наддув с использованием турбокомпрессоров. Однако форсирование двигателя, усложнение его конструкции неизбежно сказывается на показателях надежности. Отказы турбокомпрессора составляют около 7 % от общего числа отказов силовых агрегатов КамАЗ семейства ЕВРО. Наиболее часто возникают отказы турбокомпрессоров в вдде; закоксовывания деталей, подтекания масла и

заклинивания ротора. Основной причиной возникновения этих отказов (более 70 %) является повышенный температурный режим из-за недостаточных охлаждения маслом и теплоизоляции.

2. Аналитическими исследованиями установлено, что вследствие изменения условий теплообмена на режиме остановки двигателя температура деталей турбокомпрессора значительно возрастает по выражению (7), превосходя значения, при которых моторное масло интенсивно теряет свои смазочные свойства (более 150 °С). Этот рост зависит от конструктивных параметров турбокомпрессора и особенно от режима работы двигателя перед остановкой, характеризуемого величиной /„ым- Установлено, что с увеличением /ВЬ!ХЛ с 300 до 420 °С температура подшипникового узла возрастает со 150 до 180.. .190 °С.

3. Расчетным путем определено, что снижение вязкости масла при росте температуры повышает вероятность выхода подшипникового узла (около 27 %) на режим граничной смазки (х < 1) даже при допустимом техническом состоянии. При несоблюдении правил эксплуатации температура подшипникового узла возрастает до 240...245 °С, что приводит к выходу турбокомпрессора на критический тепловой режим работы.

4. Стендовые испытания подтверждают установленные аналитические зависимости. Данные, полученные аналитическим и опытным путем достаточно хорошо согласуются между собой, относительная погрешность составляет 2,1 %. Учитывая достаточно сложный вид уравнения, описывающего процесс изменения температуры во времени, была проведена его аппроксимация на ветви нагрева (т= 0...180 с) полиномом второй степени с помощью экспериментальных данных. Использование гидроаккумулятора в системе смазки турбокомпрессора снижает в 1,18 раза интенсивность изменения его технического состояния в зависимости от пробега, что позволяет прогнозировать соответственное увеличение межремонтного ресурса.

5. Определены субоптимальные значения конструктивного и режимного факторов работы гидроаккумулятора: оптимальное значение времени истечения t„ при объеме гидроаккумулятора V = 2 л составляет 50 с. Выбранная схема включения гидроаккумулятора в систему смазки турбокомпрессоров отличается простотой, надежностью. Отсутствует необходимость внесения значительных конструктивных изменений в систему смазки. Это позволяет оснащать гидроаккумулятором автомобили, находящиеся в эксплуатации.

6. Эффективность использования гпдроаккумулятора заключается в повышении межремонтного ресурса турбокомпрессоров на 18 %, снижении затрат на обеспечение долговечности системы газотурбинного наддува. В результате сокращаются простои в ТО и ТР на 1,1 %, а себестоимость перевозок - на 0,093 %. Годовой экономический эффект составляет 2817 руб./авт. Окупаемость гпдроаккумулятора наступает на втором году эксплуатации.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Коркин, А. А. Оценка эффективности гидроаккумулятора для смазки турбокомпрессора / А. С. Денисов, А. А. Коркин, Л. А. Гафиятуллни, А. Р. Асоян // Вестник Саратовского государственного технического университета. - 2010. - № 2 (45). - С. 63-68 (0,625/0,16 печ. л.).

2. Коркин, А. А. Анализ факторов, влияющих на работоспособность подшипникового узла турбокомпрессора / А. С. Денисов, А. А. Коркин, А. Р. Асоян // Вестник Саратовского государственного технического университета. -2010. - № 3 (465). - С. 53-57 (0,5/0,17 печ. л.).

3. Патент па полезную модель № 69159 Российская Федерация, МПК Г01М 1/08. Система смазки турбокомпрессора двигателя внутреннего сгорания / Денисов А. С., Коркин А. А. ; заявитель и патентообладатель Денисов А. С. -№ 2007130636/22 ; заявл. 10.08.2007 ; опубл. 10.12.2007, Бюл. № 34.

4. Коркин, А. А. Целесообразность использования гидроаккумуляторов для смазки турбокомпрессоров / А. С. Денисов, А. А. Коркин // Совершенствование ■технологий и организации обеспечения работоспособности машин : сб. науч. тр. / Сарат. гос. техн. ун-т. - Саратов, 2007. - С. 7-10 (0,13/0,06 печ. л.).

5. Коркин, Л. А. Эффективность гидроаккумуляторов для турбокомпрессоров / А. С. Денисов, А. А. Коркин // Проблемы эксплуатации и экономичности двигателей внутреннего сгорания : матер. Межгосударственного науч.-техн. семинара. 23-24 мая 2007 г., Саратов / ФГОУ ВПО «Саратовский ГАУ». - Саратов, 2008. - Вып. 20. - С. 170-173 (0,2/0,1 печ. л.).

6. Коркин, А. А. Перспективы использования гидроаккумуляторов в системах смазки турбокомпрессоров ! А. А. Коркин // Механики - XXI веку / Бр. гос. ун-т. - Братск, 2008. - С. 284-285 (0,25/0,25 печ. л.).

7. Коркин, А. А. Анализ надёжности силовых агрегатов КамАЗ-ЕВРО / А. С. Денисов, В. II. Басков, А. А. Коркин, А. А. Шохин, О. В. Федоров, О. В. Литвинова // Совершенствование технологий и организации обеспечения работоспособности машин : сб. науч. тр. / Сарат. гос. техн. уп-т. - Саратов, 2008. -С. 4-8 (0,25/0,05 печ. л.).

8. Коркин, А, А. Обоснование конструктивных и режимных параметров масляного аккумулятора турбокомпрессора / А. С. Денисов, А. А. Коркин // Проблемы эксплуатации и экономичности двигателей внутреннего сгорания : матер. Межгосударственного пауч.-техн. семинара. 13-14 мая 2008 г., Саратов / ФГОУ ВПО «Саратовский ГАУ». - Саратов, 2009. - Вып. 21. - С. 61-63 (0,13/0,06 печ. л.).

9. Коркин, А. А. Оптимизация параметров гидроаккумулятора масла для турбокомпрессора / А. С. Денисов, А. А. Коркин // Совершенствование технологий и организации обеспечения работоспособности машин : сб. науч. тр. / Сарат. гос. техн. ун-т. - Саратов, 2010. - С. 21-27 (0,44/0,22 печ. л.).

10. Коркин, А. А. Обоснование параметров масляного аккумулятора ДВС / А. А. Коркин // Проблемы эксплуатации и экономичности двигателей внутреннего сгорания : матер. Межгосударственного науч.-техн. семинара. 2009 г., Саратов IФГОУ ВПО «Саратовский ГАУ». - Саратов, 2010. - Вып. 22. - С. 51-53 (0,13/0,13 печ. л.).

11. Коркин, А. А. Повышение надежности турбокомпрессоров применением гидроаккумулятора / А. А. Гафиятуллин, А С. Денисов, А. А. Коркин // Проблемы эксплуатации и экономичности двигателей внутреннего сгорания : матер. Межгосударственного науч.-техн. семинара. 27-29 мая 2010 г., Саратов / ФГОУ ВПО «Саратовский ГАУ». - Саратов, 2010. - Вып. 23. - С. 47-51 (0,25/0,08 печ. л.).

12. Коркин, А. А. Исследование переходных тепловых процессов при остановке ДВС / А. С. Денисов, А. А. Коркин, А. Р. Асоян, А. М. Сычёв, С. А. Стрижиченко, А. С. Синягин // Совершенствование технологий и организации обеспечения работоспособности машин : сб. науч. тр. / Сарат. гос. техн. ун-т. -Саратов, 2010. - С. 13-20 (0,5/0,08 печ. л.).

13. Коркин, А. А. Экспериментальные исследования эффективности гидроаккумулятора масла в системе смазки турбокомпрессоров ДВС / А. А. Гафиятуллин, А. С. Денисов, С. В. Земцов, А. А. Коркин // Научно-техническое творчество : проблемы и перспективы : сб. статей V юбилейной Всероссийской научно-технической конференции-семинара / под общ. ред. канд. техн. наук А. П. Осипова. - Самара, 2010. - С. 97-99 (0,32/0,08 печ. л.).

14. Коркин, А. А. Повышение надежности турбокомпрессоров установкой гидроаккумулятора в систему смазки / АС. Денисов, А. А. Коркин // Научное обозрение. - 2010. - № 4. - С. 31-40 (0,63/0,31 печ. л.).

Подписано в печать 18.11.10. Формат 60хК4'Ль Печ.л. 1,0. Тираж 100. Заказ 228/212.

Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Саратовским государственный аграрный университет им. 11.И. Вавилова». 410012, Саратов, Театральная пл., 1

ВВЕДЕНИЕ.

1. АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА ПО НАДЕЖНОСТИ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ.

1.1. Способы повышения мощности двигателей внутреннего сгорания.

1.2. Анализ основных отказов турбокомпрессоров.

1.3. Анализ системы смазки двигателей внутреннего сгорания.

1.4. Выводы и задачи исследования.

2. МЕТОДИКА И ПРОГРАММА ИССЛЕДОВАНИЯ.

2.1. Общие методика и программа исследования.

2.2. Методика аналитического исследования.

2.3. Методика экспериментального исследования.

2.4. Методика эксплуатационных исследований.

2.5. Методика оптимизации параметров гидроаккумулятора.

3. АНАЛИТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ

ТЕПЛОНАПРЯЖЕННОСТИ ПОДШИПНИКОВОГО УЗЛА ТУРБОКОМПРЕССОРА НА РЕЖИМЕ ОСТАНОВКИ ДВИГАТЕЛЯ

3.1. Моделирование температуры подшипника на режиме останова двигателя.

3.2. Анализ работоспособности подшипникового узла в зависимости от технического состояния и режима работы.

3.3. Теоретическое обоснование целесообразности гидроаккумулятора.

3.4. Расчёт и обоснование основных конструктивных параметров гидроаккумулятора.

3.5. Выводы.

4. АНАЛИЗ РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ.

4.1. Оценка результатов экспериментальных исследований эффективности гидроаккумулятора.

4.2. Оценка эффективности гидроаккумулятора на реальных эксплуатационных режимах.

4.3. Сравнение результатов аналитических и экспериментальных исследований.

4.4. Оптимизация параметров гидроаккумулятора масла.

4.5. Оценка результатов эксплуатационных исследований.

4.6. Выводы.

Актуальность темы. Эффективность, надежность и экологичность использования автомобиля во многом определяются его техническим состоянием. Затраты на поддержание работоспособности за- срок эксплуатации превышают его первоначальную стоимость [2,3].

По данным статистических исследований отказов автомобилей КАМАЗ на двигатель приходится порядка 35% всех отказов, а затраты на устранение этих отказов составляют более 50% всех затрат на текущий ремонт. Из этого следует, что именно двигатель и его системы является одним из наиболее • важных агрегатов, определяющих надежность автомобиля в целом [1,4,27].

В настоящее время, основными задачами автотракторного двигателестроения являются повышение литровой мощности, снижение удельной массы, улучшение экологических показателей. Наиболее полно эти задачи* решаются. при форсировании двигателя с помощью, системы газотурбинного наддува. Доля современных автотракторных дизелей, оснащенных турбокомпрессорами, уже превышает 70% и постоянно возрастает. Необходимо отметить, что внедрение дополнительных узлов и агрегатов влечет за собой повышение сложности конструкции в целом, трудоемкости технического обслуживания, накладывает специфические ограничения и увеличивает число отказов.

В двигателе отказы турбокомпрессора занимают около 7% от общего числа отказов. Поскольку турбокомпрессор является высокотехнологичным и точным узлом, его ремонт в условиях АТП или СТО затруднителен. Затраты на устранение отказов турбокомпрессора составляют 12% устранения всех отказов в двигателе. Конструкторы современных двигателей постоянно работают над повышением надежности турбокомпрессоров, о чем позволяет говорить динамика снижения количества отказов за последние годы [50,92]. Однако полностью эта задача до сих пор не решена.

Кроме того, эксплуатируется огромное количество дизелей с турбонаддувом первых моделей выпусков, в которых конструктивные мероприятия по обеспечению высокого ресурса турбокомпрессоров не получили широкого распространения. Решение этой задачи возможно с использованием функционального тюнинга, т.е. внедрением дополнительных устройств, направленных на увеличение ресурса. Одним из таких устройств является гидроаккумулятор, устанавливаемый в. систему смазки турбокомпрессора.

Работа выполнялась в соответствии с НИР и программой по основным научным направлениям СГТУ 10В1 «Разработка научных основ эффективных технологий обеспечения надежности автотранспортных средств».

Цель исследования. Повышение межремонтного ресурса турбокомпрессоров путем использования« гидроаккумулятора в системе смазки, снижающего теплонапряженность подшипникового узла на режиме остановки двигателя.

Объект исследования. Турбокомпрессор двигателей КАМАЗ - ЕВРО.

Предмет исследования. Тепловое состояние деталей турбокомпрессора на переходных режимах работы двигателя.

Научная новизна:

- Разработана аналитическая зависимость, позволяющая оценить тепловое состояние деталей турбокомпрессора на переходных режимах работы.

- Определена вероятность выхода турбокомпрессора на критические по коэффициенту надежности режимы работы подшипникового узла.

- Оценено влияние конструктивных и режимных параметров работы гидроаккумулятора на его эффективность. Определены субоптимальные величины этих параметров.

Научные положения, выносимые на защиту. - Аналитическая зависимость температуры деталей турбокомпрессора от времени с момента остановки двигателя, подтвержденная экспериментально.

- Обоснована целесообразность применения гидроаккумулятора для снижения температуры подшипникового узла на режиме остановки двигателя.

- Конструкция и схема включения гидроаккумулятора в систему смазки.

- Обоснование оптимальных значений параметров и режимов' работы гидроаккумулятора.

Практическая^ ценность работы. Разработано устройство для снижения температурной напряженности, деталей турбокомпрессора путем внесения конструктивных изменений в систему смазки (патент РФ на полезную модель № 69159). Разработаны схема включения гидроаккумулятора и мероприятия* по • внесению необходимых изменений в систему смазки.

Реализация результатов работы. Результаты теоретических и экспериментальных исследований могут быть использованы при конструировании вновь создаваемых двигателей, модификации уже существующих, а также для модернизации, любых автотракторных двигателей, оснащенных турбокомпрессорами, уже находящихся* в-эксплуатации. Опытные гидроаккумуляторы' проходят эксплуатационные исследования в условиях ОАО «Мсжгородтранс» и автохозяйства СГТУ на автомобилях КамАЗ, а также ОАО «Балпасс - 1» на автобусах ПАЗ.

Апробация. Основные материалы диссертационной работы были доложены, обсуждены и получили положительную оценку на:

- XIX - XXIII Межгосударственных постоянно- действующих научно-технических семинарах «Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания» (г.Саратов 2007-2010 г.);

- Научно-технических конференциях СГТУ в 2006-2010 г.;

- VII Всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Механики XXI веку» (г.Братск 2008г)

Публикации. По теме диссертации опубликовано 14 печатных работ, в том числе две статьи в издании, указанном в «Перечне.ВАК», получен патент на полезную модель. Общий объем публикаций составляет 4,12 п.л., из которых 1,64 п.л. принадлежат лично соискателю.

Структура и объем работы. Диссертационная работа изложена на 140 страницах машинописного текста и состоит из введения, пяти разделов, общих выводов, списка литературы, включающего 127 наименований, содержит 47 рисунков, 22 таблицы и 5 приложений.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ

1. Одним из эффективных путей повышения мощности двигателей является- наддув с использованием турбокомпрессоров. Однако, форсирование двигателя, его усложнение, неизбежно сказывается на показателях надежности. Отказы турбокомпрессора составляют около 7% от общего числа отказов силовых агрегатов КАМАЗ семейства ЕВРО. Наиболее часто возникают отказы турбокомпрессоров в виде закоксовывания деталей, подтекания масла и заклинивания ротора. Основной причиной возникновения этих отказов (более 70%) является повышенный температурный режим из-за недостаточных охлаждения маслом и теплоизоляции.

2. Аналитическими исследованиями установлено; что вследствие изменения условий теплообмена, на> режиме остановки двигателя, температура деталей турбокомпрессора значительно возрастает по зависимости (3.8), превосходя значения, при которых моторное масло интенсивно теряет свои смазочные свойства (более 150 °С). Этот рост зависит от конструктивных параметров турбокомпрессора и, в значительной мере, от режима работы двигателя перед остановкой, характеризуемого величиной tBbI4JI. Установлено, что с увеличением tBbIXJ1 с 300 °С до 420 °С температура подшипникового узла возрастает со 150 °С до 180- 190 °С.

3. Расчетным путем определено, что снижение вязкости масла при росте температуры повышает вероятность выхода подшипникового узла (около 27%) на режим граничной смазки (% < 1) даже при допустимом техническом состоянии. При несоблюдении правил эксплуатации температура подшипникового узла возрастает до 240 — 245 °С, что приводит к выходу турбокомпрессора на критический тепловой режим работы.

4. Стендовые испытания подтверждают полученные аналитические зависимости. Данные, полученные аналитическим и опытным путем достаточно хорошо согласуются между собой, относительная погрешность составляет 2,1%. Учитывая достаточно сложный вид уравнения, описывающего процесс изменения температуры во времени, была проведена его аппроксимация на ветви нагрева (т = 0.180 с) полиномом второй степени с помощью экспериментальных; данных. Использование гидроаккумулятора в системе смазки турбокомпрессора позволяет в 1,18 раза снизить интенсивность изменения его технического состояния в зависимости от пробега, что позволяет прогнозировать о соответственное увеличение межремонтного ресурса.

5. Определены субоптимальные значения конструктивного и режимного факторов работы гидроаккумулятора: оптимальное значение времени истечения ти при объеме гидроаккумулятора V = 2 л составляет 50 с. Выбранная схема включения гидроаккумулятора в систему смазки турбокомпрессоров отличается простотой, надежностью. Отсутствует необходимость внесения значительных конструктивных изменений в систему смазки. Это позволяет оснащать гидроаккумулятором находящиеся в эксплуатации автомобили.

6. Эффективность гидроаккумулятора заключается в повышении межремонтного ресурса турбокомпрессоров на 18%, снижении затрат на обеспечение долговечности системы газотурбинного наддува. Использование гидроаккумулятора позволяет снизить простои в ТО и ТР на 1,1%, себестоимость перевозок на 0,093%. Годовой экономический эффект составляет 2817 руб/авт. Окупаемость гидроаккумулятора наступает на втором-году эксплуатации.

5. ПРАКТИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ И ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ

5.1. Разработка схемы включения гидроаккумулятора в систему смазки двигателя

Основные условия, которым должна отвечать схема установки гидроаккумулятора:

1. Отсутствие необходимости внесения значительных конструктивных изменений в систему смазки;

2. Простота установки и обслуживания;

3. При отказе гидроаккумулятора система смазки турбокомпрессора должна продолжать функционировать в штатном режиме [53,56].

Рассмотрим схему (рис. 5.1) установки гидроаккумулятора в систему смазки на примере двигателей КАМАЗ - ЕВРО. Разместить гидроаккумулятор необходимо по возможности ближе к турбокомпрессорам для исключения негативного влияния длины маслопроводов на параметры срабатывания. По компоновочным соображениям этому условию отвечает место с правой стороны двигателя рядом с теплообменником. Здесь достаточно ' места для размещения гидроаккумулятора. Крепление осуществляется к блоку цилиндров при помощи кронштейнов.

С целью максимальной унификации маслоподаюгцие магистрали выполнены из медных трубок 0 10 мм., что позволяет использовать стандартное соединение в виде наконечника 740-114429 и гайки накидной М 16x1,5. Оптимальным местом для подключения питающей магистрали является трубка подвода масла от теплообменника. При монтаже необходимо в разрез этой трубки подключить тройник, для отвода масла к гидроаккумулятору.

Рисунок 5.1. Принципиальная схема установки гидроаккумулятора в систему смазки турбокомпрессора: 1 - гидроаккумулятор; 2 - поршень; 3 - пружина; 4 - нагнетательный клапан;

5 - сливной клапан; 6 - соленоид управляющий; 7 - дроссель;

8 - турбокомпрессоры; 9 - маслопровод от масляного насоса двигателя;

10 - дополнительный маслопровод к гидроаккумулятору; 11 - маслопровод от гидроаккумулятора масла к турбокомпрессорам; 12 - датчик давления масла; 13 - блок управления; 14 - датчик температуры.

На входе в гидроаккумулятор предусмотрен нагнетательный клапан 2 (рис 5.2), отрегулированный на величину давления масла Рм = 0,2 МПа. Это сделано для исключения масляного голодания ввиду задержки поступления масла к турбокомпрессору из-за приоритетного заполнения гидроаккумулятора. Таким образом, заполнение гидроаккумулятора маслом происходит во время работы двигателя п > 1000 мин"1, когда давление и расход масла с избытком достаточны для обеспечения потребностей турбокомпрессора.

Слив масла осуществляется при помощи соленоида, открывающего сливной клапан 3. Для крепления сливного трубопровода к турбокомпрессору необходим болт М 14x1,25 удлиненный, в сравнении со штатным.

Рисунок 5.2. Узел клапанов гидроаккумулятора: 1 - тройник; 2 -клапан нагнетательный; 3 -клапан сливной.

Техническое обслуживание гидроаккумулятора сводится к визуальному осмотру с целью выявления течей масла в соединениях. Периодически, при каждом СТО, необходимо демонтировать гидроаккумулятор и проверить легкость перемещения поршня, целостность пружины, исправность работы клапанов.

Возможные неисправности гидроаккумулятора:

1. Отказ в работе сливного клапана в открытом, либо закрытом положении;

2. Отказ в работе соленоида;

3. Течь масла в соединениях;

4. Отказ в работе нагнетательного клапана в открытом либо закрытом положении;

5. Течь масла через манжету в сопряжений цилиндр - поршень.

При отказе в работе сливного клапана система смазки турбокомпрессора переходит в штатный режим функционирования, то есть, обеспечивается питание турбокомпрессора маслом на всех режимах, кроме режима остановки двигателя. При отказе в работе соленоида, гидроаккумулятор постоянно находится под давлением масла.

Течь масла в соединениях питающей магистрали опасна снижением уровня масла в картере двигателя, как и любая другая течь. На предотвращения этой неисправности направлен ежедневный визуальный осмотр. Устраняется подтягиванием соединений либо заменой уплотнительных элементов.

Отказ нагнетательного клапана переводит систему в штатный режим, так как заполнения маслом гидроаккумулятора не происходит. Выявляется и устраняется во время СТО.

Течь масла через манжету поршня не приводит к снижению уровня масла в картере двигателя, так как гидроаккумулятор герметично закрыт крышкой. Попавшее в подпоршневое пространство масло снизит эффективность работы гидроаккумулятора ввиду уменьшения рабочего хода поршня. Устраняется заменой манжеты при техническом обслуживании.

Таким образом, выбранная схема отличается простотой! и минимумом доработок штатной системы смазки. Возможные неисправности не приводят к отказу турбокомпрессора, так как система продолжает функционировать в штатном режиме. Прекращается лишь положительное действие гидроаккумулятора.

5.2. Технико-экономическая оценка эффективности исследования

Проведенные теоретические и экспериментальные исследования надежности и технического состояния, турбокомпрессоров двигателей КАМАЗ- позволяют значительно сократить затраты на обеспечение их работоспособности за счет снижения числа отказов; особенно внезапных. При этом появляется экономический эффект как в сфере производства за счет сокращения рекламаций, так и в .сфере эксплуатации за счет снижения .затрат на запасные части и простоев в ремонте, а следовательно; и повышения производительности автомобилей.

В настоящее время в условиях рыночных отношений и отсутствия единых тарифов на перевозки, доходная ставка (или тариф) устанавливается на 1 км пробега и- составляет в среднем по приволжскому, региону Р = 16 руб./км-(данные на конец 2009-года). Себестоимость же перевозок автомобилями КамАЗ в этих условиях составляет в среднем Э = 1'2 руб./км. Удельный простой в ТО и ремонте составляет в среднем с1 = 0,6-дней/тыс. км [31,65]. Для определения годового экономического эффекта учитывали, что средний годовой пробег автомобилей КамАЗа по отчётным данным составляет Ь = 75 тыс. км.

Исходными данными для оценки экономического1 эффекта^ в сфере эксплуатации являются результаты оценки влияния, включения гидроаккумулятора в систему смазки на величину межремонтного ресурса. Эти результаты, а также эксплуатационные испытания позволяют оценить величину повышения ресурса турбокомпрессоров в эксплуатации в Д1 = 18% . В целом экономическую оценку можно дать по снижению себестоимости перевозок и повышению производительности автомобилей за счет сокращения простоев в ремонте.

Доля затрат на техническое обслуживание и ремонт в себестоимости перевозок по автомобилям КамАЗ составляет в среднем^ С) = 15%. На силовой агрегат КамАЗ в среднем приходится Ясл = 37% всех отказов автомобиля. Из этих отказов на турбокомпрессоры приходится дТКр = 7% [92]. Относительное снижение себестоимости перевозок определяется умножением этих долей.

Снижение себестоимости:

Аналогично и сокращение простоев в ремонте за счет снижения числа отказов турбокомпрессоров. Доля простоев автомобилей КамАЗ по причине отказов двигателей составляет усд = 44%, из которых уХКР = 14% приходится на отказы турбокомпрессоров.

Относительное снижение простоев в ТО и ТР: 0 * * Зга» * А/. %

5.1)

Годовое снижение себестоимости:

АБгод = Ь * 5 * Д& руб/авт

5.2)

Ау =ус4 * уткр * А/. %

5.3)

Снижение простоев в ТО и ТР:

Ас? = с/ * Ау. дней/тыс.км

5.4)

Годовое снижение простоев:

АО = А у * Ь * ¡3. дней/авт

5.5)

Годовое увеличение доходов:

П = (Р-Я) *&у * (Л. руб/авт

5.6)

Годовой экономический эффект:

Э=АП+ А^лэд. руб/авт

5.7)

Результаты расчетов приведены в табл. 5.1.

1. Авдонькин Ф.Н. Изменение технического состояния автомобиля впроцессе эксплуатации / Ф.Н. Авдонькин. Саратов: Изд-во Сарат. гос. ун-та,i1973.- 191 с.

2. Авдонькин Ф.Н. Оптимизация изменения технического состояния автомобиля / Ф.Н. Авдонькин. М.: Транспорт, 1993. 352 с.

3. Авдонькин Ф.Н. Повышение срока службы автомобильных двигателей / Ф.Н. Авдонькин. Саратов: Приволжск. кн. изд-во, 1969. 278 с.

4. Авдонькин Ф.Н. Теоретические основы технической эксплуатации автомобилей / Ф.Н. Авдонькин. М.: Транспорт, 1985. 215 с.

5. Автомобили КамАЗ с колесной формулой 6x4 и 6x6. Руководство по эксплуатации, техническому обслуживанию и ремонту / A.C. Кузнецов. Издательский Дом Третий Рим, 2009. 268 с.

6. Автомобильные двигатели с турбонаддувом / Ханин Н.С., Лямцев Б.Ф., Аболтин Э.В. и др. М.: Машиностроение, 1991. 224 с.

7. Балакшин Б.С. Взаимозаменяемость и- технические измерения в машиностроении / Б.С. Балакшин, С.С. Волосов и др. М.: Машиностроение, 1972.-282 с.

8. Башта Т.М. Гидравлика, гидравлические машины, гидравлические приводы / Т.М. Башта. М.: Машиностроение, 1970. 382 с.

9. Башта Т.М. Машиностроительная гидравлика / Т.М. Башта. М.: Машиностроение, 1971. 543 с.

10. Бугаев В.М. Эксплуатация и ремонт форсированных тракторных двигателей. М., "Колос", 1981.-225 с.

11. Венцель C.B. Применение смазочных масел в двигателях внутреннего сгорания. -М.: Химия, 1979. 240с.

12. Вознесенский В. А. Планирование эксперимента в технико-экономических исследованиях / В.А. Вознесенский М.: Финансы и статистика, 1981. 263 с.

13. Вибрации в технике: Справочник. В 6-и т. /Ред. совет: В41 В.Н. Челомей (пред.).- М.: Машиностроение, 1981.- Т.6. Защита от вибраций и ударов. / Под ред. К.В. Фролова, 1981. 456с.

14. Гидродинамическая теория смазки и расчет подшипников скольжения, работающих в стационарном режиме / Никитин А.К. Ахвердиев К.С., Остроухов Б.И. М.: Наука. 1979.- 316с.

15. Гюнтер Г.Г. Диагностика дизельных двигателей / Серия «Автомеханик». Пер. с нем. Ю.Г. Грудского. М.: «Книжное издательство «За рулем», 2007 г. - 176 с.

16. Двигатели внутреннего сгорания в 3 кн. Кн. 3. Компьютерный практикум. Учебн. Луканин В.Н., Морозов К.А. и др. Под ред. Луканина В.Н. М.: Высшая школа, 1995.

17. Двигатели внутреннего сгорания: Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей. Под. ред. М.Г. Круглова. М., Машиностроение, 1980.

18. Денисов A.C. Анализ эксплуатационных режимов двигателей КамАЗ-740 / A.C. Денисов, В.Н. Басков // Двигателестроение. 1982. № 6. С. 41-43.

19. Денисов А. С. Изменение технического состояния двигателей при эксплуатации в доремонтном периоде / A.C. Денисов // Механизация и электрификация сельского хозяйства. 1982. № 8. С. 47-50.

20. Денисов А. С. Изнашивание деталей двигателя при переменных режимах работы / A.C. Денисов, В.Н. Басков // Двигателестроение. 1986. № 1. С. 33-36.

21. Денисов A.C. Повышение эксплуатационной надежности турбокомпрессоров ТКР 7Н / A.C. Денисов, А.Ф. Малаховецкий, А.Т. Кулаков, Н.И. Светличный, Г.Г. Гаффаров, Р.Т. Тазеев // Вестник СГТУ. № 1 (2). - С. 67-74.

22. Денисов A.C. Восстановление деталей силового агрегата КАМАЗ 740.11-240 (Euro 1) / P.A. Азаматов, A.C. Денисов, А.Т. Кулаков, П.Г. Курдин // Под. ред. д.т.н. проф. A.C. Денисова, 307с.

23. Денисов A.C. Основы маркетинга транспортных и сервисных услуг. Сарат. гос. техн. ун-т. Саратов, 1997. — 84с.

24. Денисов A.C. Эффективный ресурс двигателей. Саратов: изд-во Сарат. госуд. ун-та, 1983. - 108с.

25. Денисов A.C. Обеспечение надежности автотракторных двигателей / A.C. Денисов, А.Т. Кулаков. Сарат. гос. техн. ун-т. Саратов, 2007. 307с.

26. Дизели: Справочник/Под ред. В.А.Ваншейдта, Н.Н.Иванченко, Л.К.Коллерова. 3-е изд. перераб. и доп. JI.'Машиностроение, 1977. - 324 с.

27. Динамика и прочность машин. Теория механизмов и машин. Т. 1-3. В 2-х кн. Кн. 1 / Под общ. Ред. К.С.Колесникова, 1994.С 255-262.

28. Доброгаев Р. П. Расчет деталей и агрегатов двигателей: Учебное пособие. М.: Изд-во МАМИ, 1985 г. 113 е.: ил.

29. Дубинин А. Д. Энергетика трения и износа деталей машин / А. Д. Дубинин. М.: Наука, 1963. 139 с.

30. Дьячков А.К. Трение, износ и смазка в машинах / А.К. Дьячков. М.: Изд-во АН СССР, 1958. 123 с.

31. Завьялов Ю.С., Квасов Б.И., Мирошниченко B.JI. Методы сплайн-функций. -М.: Наука, 1980.42.3енкевич О. Метод конечных элементов в технике. М.: Мир, 1975, - 274 с.

32. Камкин C.B. Газообмен и наддув судовых дизелей. Л.: Судостроение, 1972. — 364 с.

33. Карасев А.И. Теория вероятностей и математическая статистика. М.: Статистика. 344с.

34. Кита В.Ф. Устройство и ремонт турбокомпрессоров судовых ДВС. М.: Транспорт, 1972. 364 с.

35. Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей / А.И. Колчин, В.П. Демидов. 2-е изд., Высш. школа, 1980. — 400 с

36. Колебания валов на масляной пленке / Отв. ред. И.И. Артоболевский. — М.: Наука, 1968.- 148с.

37. Конструирование и расчет автомобильных и тракторных двигателей. ПопыкК. Г., "Высшая школа", 1986 г., 1 —386.

38. Коркин Ä.A. Анализ факторов, влияющих на работоспособность подшипникового узла турбокомпрессора / / A.C. Денисов, A.A. Коркин, А.Р. Асоян // Вестник Саратовского государственного технического университета. Саратов: СГТУ, 2010, №3 (46). - С. 53-57.

39. Коркин A.A. Оценка эффективности гидроаккумулятора для смазки турбокомпрессора / A.C. Денисов, A.A. Коркин, A.A. Гафиятуллин, А.Р. Асоян // Вестник Саратовского государственного технического университета. Саратов: СГТУ, 2010, №2 (45). - С. 63-68.

40. Коркин A.A. Перспективы использования гидроаккумуляторов в системах смазки турбокомпрессоров / A.A. Коркин // Механики XXI веку / Бр. гос. ун-т. - Братск, 2008. - С. 284-285.

41. Всероссийской научно-технической конференции-семинара / под общ. ред. канд. техн. наук. А.П. Осипова. Самара, 2010. — С. 97-99.

42. Логические основания планирования эксперимента Налимов В.В., Голикова Т.П. из-во "Металлургия", М.1976. - 278 с.

43. Лойцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. М.: Наука, 1987840с.

44. Малаховецкий А.Ф. Повышение надежности турбокомпрессоров автотракторных двигателей путём снижения их теплонапряженности. Дисс. канд. техн. наук. Саратов, 2004. — 116с.

45. Малышев А. И. Экономика автомобильного транспорта: Учебник для.вузов.-М.: Транспорт, 1983.-336с.

46. Матвеевский P.M. Температурный метод оценки предельной смазочной способности машинных масел. — М.: Изд-во АН СССР 1956.-143с.

47. Математическая теория планирования эксперимента. Ред. Ермакова С.М. -М.: Наука, 1983. 392с.

48. Межерицкий А.Д. Агрегаты систем турбонаддува судовых двигателей. Мурманское книжное издательство, 1983. 346с.

49. Межерицкий А.Д. Турбокомпрессоры систем наддува судовых дизелей, Л.: Судостроение, 1986 248с.

50. Межецкий Г.Д. Повышение долговечности головок и крышек цилиндров дизелей путем совершенствования технологии ремонта : Дис. д-ратехн. наук: 05.23.03 Саратов, 1994.

51. Метод конечных элементов в теории сооружений и в механике сплошных сред/ Зенкевич О., Чанг И. М.: Недра, 1974. - 178с.

52. Мишин И.А. Долговечность двигателей JL: Машиностроение, 1976.-280с.

53. Молибошко Л.А. Компьютерное моделирование автомобилей / Л.А. Молибошко. Минск, ИВЦ Минфина, 2007 г. - 280с.

54. Обработка результатов наблюдений / Касандрова О.Н., Лебедев В.В. Учебное пособие.- М., Наука, 1980. 145с.

55. Орлов П.И. Основы конструирования. Справочно-методическое пособие в 2-х кн. Кн 2. Под ред. П.Н. Учаева — 3-е изд.- М.Машиностроение, 1988.-544 с.

56. Основы расчетов на трение и износ / Крагельский И.В., Добычин Н.М., Комбалов В.С М.: Машиностроение, 1977,- 526с.

57. Основы трибологии (трение, износ, смазка)/Под ред. А.В.Чичинидзе: Учебник для технических вузов. М.: Центр "Наука и техника", 1995. - 778с.

58. Папок К.К. "Химмотология топлив и смазочных материалов", Воениздат, 1980, 192 с.

59. Патрахальцев H.H. Форсирование двигателей внутреннего сгорания наддувом / H.H. Патрахальцев, A.A. Савастин М.: Легион-Авто дата, 2007 г. -176с.

60. Планирование эксперимента при поиске оптимальных условий. Адлер Ю.П., Маркова Е.В., Грановский Ю.В. из-во "Наука", М. 1976.

61. Прикладная газовая динамика. Абрамович Г. Н. Mi: Наука, 1976 г. 888 с.

62. Покровский Г.П. "Топливо, смазочные'материалы и охлаждающие жидкости". Учебник, Машиностроение, 1985 г. 195с.

63. Попык К.Г. Динамика автомобильных и тракторных двигателей. -М.: Высшая школа, 1972. 327с.

64. Работа дизелей в условиях эксплуатации / Костин А.К., Пугачев Б.

65. П. и др. Справочник.— JL: Машиностроение, 1989.— 284с.

66. Розенберг Ю.А. Влияние смазочных масел на надежность и* долговечность машин. -М.: Машиностроение, 1970. 312 с.

67. Райков И;Я. Испытания двигателей внутреннего сгорания: Учебник. М.: Высшая школа, 1975. - 320с.

68. Расчет и проектирование опор скольжения / Воскресенский В.А., Дьяков В.И. Справочник. -М.: Машиностроение, 1980.-224 с.

69. Сведения по двигателям EURO-2 производства ОАО «КАМАЗ-Дизель» с рекламациями по разрушению турбокомпрессоров ТКР7С-6 за 2006 год. / ОАО «КАМАЗ Дизель» / Набережные Челны, - 2007. - 19 с.

70. Светличный Н.И. Анализ отказов двигателей КамАЗ-740//Инженерные науки. Научный вестник. Вып.З/Волгоградская государственная сельскохозяйственная академия. Волгоград. 2001.

71. Свиридов Ю. Б. Смесеобразование и сгорание в дизелях.— Л.: Машиностроение, 1972.— 224с.

72. Симеон А.Э. Газотурбинный наддув дизелей. М.: Машиностроение, 1964.-372с.

73. Современные ТК. Ципленкин Г.Е. и др. Двигателестроение 20011. N1.

74. Справочник технолога машиностроителя. В 2-х т. Т. 2 / Под. ред. А.Г. Косиловой и Р.к. Мещерякова. 4-е изд, перераб и доп. - М.: Машиностроение, 1985. - 496с.

75. Токарь И.Я. Проектирование и расчет опор трения. М.: Машиностроение. 1971.- 168с.

76. Толшин В.И. Форсированные дизели: переходные режимы, регулирование. М.: Машиностроение, 1993. 199с.

77. Топлива, смазочные материалы и охлаждающие жидкости, А.М.Обельницкий и др. 1995 г. 200 с.

78. Трение и изнашивание при высоких температурах. М.: Наука. 1973. - 156с.

79. Тупаков А.П. Методы оптимизации при доводке и проектировании газотурбинных двигателей. М.: Машиностроение. 1979.-184с.

80. Турбодвигатели и компрессоры: Справ, пособие / Г. Хак,. Лангкабель. М.: ООО «Издательство Астрель»: ООО «Издательство ACT», 2003.- 351 е.: ил.

81. Турбокомпрессоры для. наддува дизелей / Б .П. Байков, В.Г. Бордуков, П.В Иванов, E.G. Дейч. Л.: Машиностроение, 19.75 г. - 200 с.

82. Центробежные компрессоры. / Селезнев К.П., Галеркин Ю.Б. Л.: Машиностроение, 1982!- 289 с:

83. Чайнов, Н.Д. и др. Тепломеханическая; напряженность, деталей1, двигателей.-М.: Машиностроение. 1977. 153с:

84. Чернавский С.А. Подшипники/скольжения. М.: Гос. науч-техи. изд-во машиностр. лит. 1963. 244с. '112 . Чистяков , В .К. Динамика поршневых и комбинированных двигателей внутреннего; сгорания: Учебное пособие М.: Машиностроение, 1989.-256 с.

85. Шампайн Л.Ф. Решение обыкновенных дифференциальных уравнений с использованием: MATLAB / Л. Ф. Шампайн, И. Гладвел, С. Томпсон: Учебное пособие. 1-е изд. СПб.: Лань, 2009. 304 с.

86. Швец И.Т. Динамика тепловых процессов стационарных газотурбинных установок (Элементы анализа и расчета). Киев. 1972.- 279с.

87. Эксплуатация и ремонт газотурбонагнетателей судовых дизелей: Б.М. Рогалев, Ю.И. Смолин М.: Транспорт, 1975. 342с.

88. Элементы системы автоматизированного проектирования ДВС: Алгоритмы прикладных программ. Петриченко Р. М. И др. — JI.: Машиностроение. Ленингр. отделение, 1990.— 328 с.

89. Яркин Ю.К. Анализ статических и динамических свойств двигателей внуреннего сгорания как объекта регулирования. Методическое пособие. М. МАМИ 1996г.21с.

90. Bathe К.-J. Finite Element Procedures in Engineering Analysis. -1996.-223 p.

91. Corky Bell. Maximum boost. Cambridge: Bentley publishers

92. Robert Bosch GmbH: Technihe Unterrichtung: Diesel-Einspritzausrustung 1, Seite 12,2. Ausgabe, Stuttgart, 1973.

93. F.A.Martin Developments in engine bearings. "Tribol Retiprocat.Engines.Proc.9-th Leeds-Lyon Symp.Tribol 7-10 sept. 1982.",p.9-28.

94. Squire H.B. The fiction temperature/ A useful parameter in heat -transfer analysis. The instruction of Mechanical Engineers, General Discussion on Heat Transfer, 11th tol3th September, 1961. p.11-12.

95. Volvo Trucks Deutschland: Werksunterlagen zur Kompressionsprufung. Dietzenbach, 1998 187 p

96. Hugh Macinnes. Turbochargers. HPBooks — 1984. 160 p

97. Jay К. Miller. Turbo: Real-World High-Performance Turbocharger Systems. 1988.-223 p.

98. Jeff Hartman. Turbocharging Performance Handbook (Motorbooks Workshop) . 2002.- 208 p

99. Nicholas С. Baines. Fundamentals of Turbocharging. 2005.-223 p