Повышение надежности турбокомпрессора дизельного двигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Эффективность, надежность и экологичность использования автомобиля во многом определяются его техническим состоянием. Затраты на поддержание работоспособности за срок эксплуатации превышают его первоначальную стоимость.

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.

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 [1]. 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.

1. Краткая характеристика турбокомпрессора, условия работы

турбокомпрессор гидроаккумулятор подшипник

Турбокомпрессор - это компрессор (воздушный насос), который приводится в действие за счёт турбины. Турбина вращается благодаря использованию энергии потока отработавших газов. Турбокомпрессор дизельного двигателя вращается со скоростью от 1000 до 130.000 оборотов в минуту (лопатки турбины разгоняются почти до линейной скорости звука). Турбина соединяется с компрессором с помощью жёсткой оси. Компрессор, засасывая свежий воздух через воздушный фильтр, сжимает его и только потом подаёт его под давлением во впускной коллектор двигателя. Чем больше воздуха будет подаваться в цилиндры, тем больше будет сгорать топлива, благодаря этому будет повышаться мощность двигателя.

Теоретически между компрессором турбокомпрессора дизеля и турбиной существует равновесие мощностей. Чем больше энергии у отработавших газов, тем быстрее будет происходить вращение турбины. Соответственно, компрессор также будет вращаться намного быстрее.

Особенность работы турбокомпрессора, устанавливаемого на автомобильных дизельных ДВС, в конкретном случае применяемых на автомобилях КАМАЗ, заключается в том, что приводом компрессора, нагнетающего воздух в цилиндры ДВС, служит турбина, вращаемая выхлопными газами самого двигателя и имеющая общий вал и подшипник с компрессором. Однако, поскольку температура выхлопных газов, воздействующих на турбину, составляет порядка 700°С, то подшипник турбокомпрессора работает в крайне неблагоприятных условиях, нуждаясь в постоянной смазке и охлаждении, для чего он связан с главной масляной магистралью двигателя, в которой масло находится под постоянным давлением, создаваемым масляным насосом ДВС при его работе. При этом, поскольку ротор турбокомпрессора развивает до 100000 мин-1 и не имеет жесткой кинематической связи с масляным насосом, очевидно, что сразу после остановки двигателя турбокомпрессор продолжает вращаться и имеет до своей остановки длительный выбег при температуре подшипника, значительно превышающей температуру коксования масла, не смазываясь и не охлаждаясь, что вызывает его (подшипника) ускоренный износ вплоть до разрушения.

Система смазки турбокомпрессора ДВС, вращаемого выхлопными газами двигателя предназначена для смазки подшипника турбокомпрессора во время его свободного выбега после остановки двигателя. Система содержит масляный гидроаккумулятор с подпружиненным поршнем, подключенный к главной масляной магистрали двигателя через обратный клапан.

Рисунок 1.1. 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 1.2), отрегулированный на величину давления масла Р_М = 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 n > 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 14х1,25 удлиненный, в сравнении со штатным.

Рисунок 1.2. 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 ТО, 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 сопряжении цилиндр - поршень.

После остановки двигателя поршень под действием пружины вытесняет масло из гидроаккумулятора в подшипник через жиклер и сливной клапан, включаемый соленоидом от блока управления по командам датчиков давления и температуры масла в магистрали.

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

В целях обеспечения безотказной работы подшипников скольжения, они должны работать в условиях жидкостной смазки во всех диапазонах и режимах работы турбокомпрессора. В этом случае поверхности вала и подшипника разделены сплошным масляным слоем, непосредственное трение между металлическими поверхностями вала и подшипника отсутствует. Износа металлических поверхностей при этом не происходит, потери на трение невелики.

Хорошо известен метод расчета подшипников на основе традиционной методики определения средних и максимальных удельных давлений, определяемых по удельному давлению, приходящемуся на площадь проекции вкладыша. Однако, он очень груб, поскольку подшипники работают в условиях жидкостной смазки.

В настоящее время более прогрессивный метод гидродинамического расчета уже нашел широкое применение во многих областях машиностроения.

Наиболее значимой характеристикой, влияющей на надежность работы подшипника, является величина, называемая, коэффициентом надежности подшипника ч [2]. Коэффициент надежности подшипника - отношение рабочей характеристики л к критической л_КР:

(2.1)

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

Характеристика режима - л определяется из выражения:

, (2.2)

здесь з - динамическая вязкость масла, Па*с;

щ - угловая скорость, рад/с.

Удельная нагрузка на подшипник k зависит от радиальной нагрузки Р, Н, действующей в сопряжении и геометрических размеров подшипника: l - длины подшипника, м и d - его диаметра, м:

 (2.3)

В литературе чаще всего оперируют не величиной рабочей характеристики л, а безразмерным числом Зоммерфельда Sо. Число Зоммерфельда является функцией от относительного эксцентриситета е и относительной минимальной толщины масляного слоя о и определяется из выражения:

, (2.4)

где з - динамическая вязкость масла, Па*с;

щ - угловая скорость, рад/с;

k - удельная нагрузка на единицу несущей поверхности подшипника, Па;

ш - относительный зазор [3].

Учитывая условия работы узла, наиболее динамично изменяется параметр з. Вязкость масла уменьшается при росте температуры:

, (2.5)

где i - характеристическое число, зависящее от типа масла;

t - температура, °С [4].

Наглядно это отражает вязкостно-температурная характеристика масла ЛУКОЙЛ - Супер 15W-40 СF-4/SG, рекомендованного заводом изготовителем и получившего наибольшее распространение в эксплуатации, представленная на рис. 2.1.

Анализируя выражения (2.1 - 2.5), а также 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).

Рисунок 2.1. Зависимость вязкости масла от температуры

Рассмотрим влияние вышеуказанных факторов на коэффициент надежности подшипника турбокомпрессора. Для этого, с использованием справочной литературы, зададимся необходимыми для расчетов параметрами, а также интервалами изменения интересующих нас факторов на примере турбокомпрессора ТКР 7С-6:

- радиальная нагрузка на вал ротора турбокомпрессора: Р = 200 Н;

- длина подшипника: l = 0,01 м;

- диаметр подшипника: d = 0,01 м;

- критическая толщина масляного слоя (исходя из шероховатости и жесткости поверхностей вала и подшипника) h_min = 5 мкм.

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

Турбокомпрессор работает также в широком диапазоне температур. При этом также значительно изменяется вязкость масла. В результате проведенных исследований [5], было установлено, что температура масла достигает величины t_М = 180 єC и более. Динамическая вязкость масла при этом изменяется от з = 0,070 Па*с при 40 єC до з = 0,003 Па*с при 180 єC [6].

Расчет ведем для характерных точек:

- 40 єC, что соответствует непрогретому двигателю;

- 100 єC - рабочая температура масла для прогретого двигателя, работающего при умеренной нагрузке;

- 150 єC - максимально допустимая температура по условиям отсутствия коксообразования;

- 180 єC - критическая температура на наиболее напряженном режиме.

Проанализируем зависимость коэффициента надежности подшипника от диаметрального зазора в сопряжениях. Расчет ведем на основании формул (2.1 - 2.5). Температуру масла принимаем 100 єC. Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1. Графически полученные результаты представлены на рис. 2.2.

Из рис. 2.2. видно, что с ростом зазора, т.е. в процессе износа подшипника, коэффициент его надежности значительно снижается, достигая при значении предельно допустимого износа 0,3 мм величины немногим более единицы, что позволяет говорить о том, что при таком износе подшипники уже не обладают каким-либо запасом надежности и, соответственно, подвержены внезапному выходу из строя. Даже при незначительном превышении допустимых пределов износа, коэффициент ч становится меньше единицы, т.е. не выполняется условие So > Soкр, следовательно, отсутствуют предпосылки к созданию гидродинамических условий смазки. Полученные результаты хорошо подтверждаются опытом и результатами анализа статистики отказов.

Таблица 2.1. Значения коэффициента надежности ч в зависимости от диаметрального зазора ? при температуре масла t_М = 100 єC

№ п/п	Диаметральный зазор ?, мм	Вязкость масла з, Па*с	Относительный зазор, ш	Число Зоммерфельда Sо	Критическое число Зоммерфельда Sокр	Коэффициент надежности подшипника ч
1	0,05	0,012	0,005	2,5121	0,2803	8,961
2	0,08	0,012	0,008	0,9813	0,1365	7,191
3	0,11	0,012	0,011	0,5190	0,0984	5,276
4	0,14	0,012	0,014	0,3204	0,0816	3,927
5	0,17	0,012	0,017	0,2173	0,0723	3,006
6	0,2	0,012	0,02	0,1570	0,0664	2,364
7	0,23	0,012	0,023	0,1187	0,0624	1,903
8	0,26	0,012	0,026	0,0929	0,0595	1,563
9	0,29	0,012	0,029	0,0747	0,0572	1,305
10	0,32	0,012	0,032	0,0613	0,0555	1,105
11	0,35	0,012	0,035	0,0513	0,0541	0,948

Рассмотрим влияние температуры масла на коэффициент ч при номинальном диаметральном зазоре в подшипнике. Расчет ведем по вышеописанной методике, результаты сведем в таблицу 2.2, графически результаты представлены на рис. 2.2.



Рисунок 2.2. Зависимость коэффициента надежности подшипника от роста диаметрального зазора в сопряжении вал ротора - втулка подшипника

Таблица 2.2. Значения коэффициента надежности ч в зависимости от вязкости масла м при номинальном диаметральном зазоре ? = 0,05 мм

№ п/п	Температура, єС	Вязкость масла з, Па*с	Относительный зазор, ш	Число Зоммерфельда Sо	Критическое число Зоммерфельда Sокр	Коэффициент надежности подшипника ч
1	40	0,08	0,005	16,7472	0,2803	59,739
2	100	0,012	0,005	2,5121	0,2803	8,961
3	150	0,005	0,005	1,0467	0,2803	3,734
4	180	0,0033	0,005	0,6908	0,2803	2,464



Рисунок 2.3. Зависимость коэффициента надежности подшипника от температуры масла при диаметральном зазоре ? = 0,05 мм

Из анализа графика (рис. 2.3) можно сделать вывод о значительном влиянии температуры масла на условия работы подшипника турбокомпрессора. Участок кривой в диапазоне от 40 єC до 100 єC не представляет интереса, так как описывает работу турбокомпрессора при прогреве двигателя, т.е. режим, на котором отсутствует влияние неблагоприятных факторов на ресурс турбокомпрессора, так как рабочая температура масла составляет 90 - 98 єC. Дальнейший же рост температуры значительно снижает величину коэффициента надежности, которая уже при температуре 150 єC уменьшается в два раза.

Таким образом, можно сделать выводы 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. Т.е. изношенный, но находящийся в ещё удовлетворительном состоянии турбокомпрессор, гораздо более чувствителен к повышению температуры масла, так как из табл. 2.2 можно сделать выводы о том, что подшипники турбокомпрессора, не достигшего предельного износа в эксплуатации, обладают достаточным коэффициентом надежности только при нормальной рабочей температуре масла. С повышением же температуры подшипники изношенной турбины не могут обеспечить работоспособного состояния ввиду малого запаса коэффициента надежности. Для численного и графического отображения вышесказанного повторим расчеты при различных комбинациях факторов. Результаты сведены в табл. 2.3 и показаны на рис. 2.4. На этом рисунке показана поверхность, выражающая зависимость коэффициента надежности подшипникового узла от совокупного влияния факторов температуры масла и диаметрального зазора.

Таблица 2.3. Значения коэффициента надежности ч в зависимости от вязкости масла м и диаметрального зазора ?

Температура, єС	Диаметральный зазор ?, мм
	0,05	0,08	0,11	0,14	0,17	0,2	0,23	0,26	0,29	0,32	0,35
100	8,96	7,19	5,28	3,93	3,01	2,36	1,90	1,56	1,30	1,11	0,95
110	7,47	5,99	4,40	3,27	2,50	1,97	1,59	1,30	1,09	0,92	0,79
120	5,97	4,79	3,52	2,62	2,00	1,58	1,27	1,04	0,87	0,74	0,63
130	5,00	4,02	2,95	2,19	1,68	1,32	1,06	0,87	0,73	0,62	0,53
140	4,11	3,30	2,42	1,80	1,38	1,08	0,87	0,72	0,60	0,51	0,43
150	3,73	3,00	2,20	1,64	1,25	0,98	0,79	0,65	0,54	0,46	0,40
160	3,14	2,52	1,85	1,37	1,05	0,83	0,67	0,55	0,46	0,39	0,33
170	2,69	2,16	1,58	1,18	0,90	0,71	0,57	0,47	0,39	0,33	0,28
180	2,46	1,98	1,45	1,08	0,83	0,65	0,52	0,43	0,36	0,30	0,26



Рисунок 2.4 Поверхность зависимости коэффициента надежности подшипника от совокупного влияния диаметрального зазора и температуры масла

Для более наглядного представления полученной информации о нежелательных режимах работы турбокомпрессора по условиям надежности подшипников, приведем проекцию поверхности на плоскость XOY (рис 2.5).

Из рис. 2.5 видно, что при работе турбокомпрессора в правой, заштрихованной области режимов работы, не обеспечивается надежная работа подшипников турбокомпрессора, причем большая часть этой области лежит левее отметки ? = 0,3 мм, означающей предельное в эксплуатации состояние, лимитируемое внешними диагностическими признаками (люфт вала ротора). Следовательно, можно сделать выводы о том, что внезапные отказы турбокомпрессоров в эксплуатации обусловлены работой турбокомпрессора на режимах, соответствующих заштрихованной области графика (рис. 2.5) [7].



Рисунок 2.5. Горизонтальная проекция поверхности зависимости коэффициента надежности подшипника от влияния факторов

Чаще всего встречаются следующие проявления неисправностей, связанные с ТКР:

- двигатель не развивает полную мощность;

- черный дым из выхлопной трубы;

- синий дым из выхлопной трубы;

- повышенный расход масла двигателем;

- шумная работа ТКР.

Низкая мощность двигателя, черный дым из выхлопной трубы.

Оба дефекта являются следствием недостаточного поступления воздуха в двигатель из-за засоренности воздушного фильтра либо утечек воздуха или отработавших газов из соединений в системе, либо неисправности ТКР.

Для устранения дефекта необходимо проверить состояние воздушного фильтра и герметичность соединений в системе. При необходимости очистить или заменить фильтрующий элемент, устранить негерметичность.

Далее следует проверить легкость вращения ротора ТКР. Обычно ротор имеет небольшой осевой и радиальный люфты, но если при вращении рукой ротор задевает колесом турбины или компрессора о корпус, то налицо явный износ подшипников турбокомпрессора.

Если после проверки всех элементов неисправности не обнаружены, значит, падение мощности возникло не из-за турбокомпрессора. Следовательно, необходимо определить неисправность в самом двигателе.

Синий дым из выхлопной трубы, повышенный расход масла.

Появление синего дыма является следствием сгорания масла, причиной которого может быть либо его утечка из ТКР, либо неисправности в двигателе.

Прежде всего, следует проверить засоренность воздушного фильтра, поскольку повышенное разряжение на входе в ТКР вызывает засасывание масла из корпуса подшипников в компрессор.

На следующем этапе нужно проверить свободное вращения ротора и отсутствие задевания колесами турбины и компрессора о корпусы - в случае задевания необходимо снять и заменить ТКР.

Иногда утечка масла происходит через турбину ТКР, несмотря на ее исправность. Такое возможно при засорении сливного маслопровода или повышенном давлении в масляном картере двигателя.

Повышенная шумность работы ТКР.

При постороннем шуме в ТКР необходимо проверить герметичность всех трубопроводов и соединений системы. При необходимости подтянуть болты, гайки и хомуты, замените уплотнительные прокладки.

Проверить легкость вращения ротора и отсутствие задевания колесами турбины и компрессора о корпусы и повреждения их посторонними предметами, при необходимости заменить ТКР.

Повреждения ТКР происходят, в основном, по трем главным причинам:

- недостаток масла;

- загрязненное масло;

- попадание посторонних предметов.

В первую очередь от недостатка и загрязнённости масла выходят из строя подшипники ТКР, после чего могут последовать задевание колёсами турбины и компрессора о корпусы, износ уплотнительных колец. В дальнейшем разрушается вал ротора. Поэтому необходимыми условиями нормальной работы подшипникового узла являются своевременная замена масла и фильтрующих элементов масляного фильтра двигателя, а также применение рекомендованных заводом - изготовителем двигателей марок масел.

Следует обратить внимание на правильность запуска и остановки двигателя. Если заглушить работающий на высоких оборотах двигатель, ротор ТКР продолжит вращаться без смазки, поскольку давление моторного масла при этом равно нулю - произойдет повреждение подшипников и уплотнительных колец ТКР. Поэтому перед остановкой двигателя после работы под нагрузкой необходимо установить режим холостого хода длительностью не менее 3 минут. По тем же причинам очень важно перед нагружением дать двигателю поработать на холостых оборотах в течение 2…5 минут.

Все вышеперечисленные неисправности можно избежать при правильном и регулярном обслуживании двигателя.

Необходимо регулярно проверять герметичность системы.

Легкость вращения роторов ТКР проверяется при снятом приемном патрубке системы выпуска отработавших газов рукой в его крайних осевых и радиальных положениях. Ротор должен вращаться легко, без заеданий и касаний о неподвижные детали ТКР.

Один раз в два года ТКР рекомендуется снять с двигателя для очистки центробежного компрессора, общей диагностики и технического обслуживания [5,71,75,106,115].

Для оценки влияния ресурса и наработки на отказ турбокомпрессоров на затраты на автомобиль в эксплуатации были проведены статистические исследования.

В соответствии с методикой проведения работы с февраля 2003 года в 24-х предприятиях Саратовской, Самарской, Пензенской и Тамбовской областей организован учет данных по отказам, техническому состоянию, затратам труда, времени и средств на ремонт силовых агрегатов [50,92,93].

С февраля 2003 по декабрь 2007 г. были проанализированы данные по отказам и техническому состоянию по 330 силовым агрегатам на пробеге с начала эксплуатации до 707 тыс. км. Всего проанализировано 819 отказов.

В результате анализа табл. 1.1 можно увидеть, что 6,91 % всех неисправностей силового агрегата, вызывающих обращение клиентов на СТО за отчётный период, связано с турбокомпрессором.

Анализ данных по отказам турбокомпрессоров в течение гарантийного периода эксплуатации [92], позволяет сделать вывод о том, что эти отказы, судя по кривой распределения, носят внезапный характер (см. рис. 2.6) [28,30].



Рисунок 2.6. Распределение наработки на отказ турбокомпрессоров двигателей КАМАЗ 740.30 - 260 в гарантийный период

Опыт эксплуатации дизелей с наддувом показывает, что отказы по системе наддува можно условно разделить на три группы:

Отказы, являющиеся следствием попадания в проточную часть компрессора и турбины посторонних предметов.

Отказы, вызванные разгерметизацией системы наддува дизеля.

Отказы, вызванные износными явлениями в узле подшипников и уплотнениях [68,75,83,86].

Причины отказов по первой группе очевидны и не требуют подробного рассмотрения. Отметим лишь, что поломка лопаток колеса турбины наиболее часто является следствием возможных дефектов в механизме газораспределения: рассухаривание, обрыв и зависание клапана, выпадение седла. Поломка первого компрессионного кольца поршня при нарушении качества фильтрации воздуха также приводит к поломке лопаток колеса турбины.

Отказы второй группы непосредственно не выводят из строя турбокомпрессор, но, как правило, способствуют повышению термической напряженности деталей дизеля, в том числе и турбокомпрессора. При разгерметизации впускной системы от компрессора до головки цилиндра и выпускной системы на участке от головки до турбины уменьшается давление наддува. Как следствие, ухудшается наполнение цилиндров воздухом и повышается температура газов в цилиндре и выпускном трубопроводе, что приводит к росту термической напряженности деталей. Если в таком состоянии дизель эксплуатируется продолжительное время, то отказы в работе произойдут не только по турбине, но и по деталям цилиндропоршневой группы, головке цилиндров, клапанам. При эксплуатации дизеля в высокогорье при разгерметизированной системе наддува отказ наступает быстро [107].

Отказы третьей группы можно разбить на несколько подгрупп:

- задиры втулки подшипника вала ротора (~25%);

- закокосовывание проточной части турбины и других деталей (~35%);

- повреждения крыльчатки турбины при задевании за корпус, вызванном чрезмерным люфтом подшипника (~10%);

- потеря подвижности уплотнительными кольцами, излом колец (~15%);

- повреждения вала ротора при перегреве (~15%).

3. Целесообразность гидроаккумулятора

Из проведенных исследований видно, что на режим работы подшипникового узла турбокомпрессора наибольшее влияние оказывают температура и износ сопряжения вал ротора - втулка подшипника.

Износ подшипникового узла увеличивается с течением времени и не может быть скорректирован без разборки турбокомпрессора.

Другим фактором является температура, которая зависит от эксплуатационных режимов работы двигателя. В процессе работы двигателя складываются условия, когда значения температуры превышают допустимые пределы, что ведет к снижению коэффициента надежности. Кроме того, происходит коксование масла с последующим возникновением задиров из-за попадания продуктов коксования в зону трения.

Смысл применения гидроаккумулятора состоит в том, чтобы во время работы двигателя запасти в специальном резервуаре некоторый объем смазочного материала, а затем при необходимости подавать его к подшипниковому узлу турбокомпрессора. Этот объем масла позволит обеспечить смазку подшипникового узла на режиме выбега ротора, а также снизить пиковую температуру подшипникового узла, что снизит риск окисления масла с последующим возникновением задиров.

Теоретические предпосылки увеличения надежности турбокомпрессора применением гидроаккумулятора масла заключаются в снижении вероятности работы турбокомпрессора в заштрихованной области графика рис. 3.6, когда не обеспечивается условие ч > 1. Это достигается путем снижения температуры подшипникового узла на наиболее теплонапряженном режиме работы турбокомпрессора - после остановки двигателя.

Заключение

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.

Включение гидроаккумулятора в систему смазки турбокомпрессоров 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%.

Список литературы

1. Коркин А.А. Анализ надёжности силовых агрегатов КАМАЗ-ЕВРО / А.С. Денисов, В.Н. 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. ун-т. Саратов. 2008. С. 4-8.

2. 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.

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

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

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

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

7. 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. - Саратов: СГТУ, 2010, №3 (46). - С. 53-57.

Размещено на Allbest.ru