Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ состояния вопроса по надежности турбокомпрессоров 9
1.1. Способы повышения мощности двигателей внутреннего сгорания 9
1.2. Анализ основных отказов турбокомпрессоров 17
1.3. Анализ системы смазки двигателей внутреннего сгорания 36
1.4. Выводы и задачи исследования 44
2. Методика и программа исследования 46
2.1. Общие методика и программа исследования 46
2.2. Методика аналитического исследования 48
2.3. Методика экспериментального исследования 50
2.4. Методика эксплуатационных исследований 58
2.5. Методика оптимизации параметров гидроаккумулятора 61
3. Аналитическое исследование теплонапряженности подшипникового узла турбокомпрессора на режиме остановки двигателя 62
3.1. Моделирование температуры подшипника на режиме останова двигателя 62
3.2. Анализ работоспособности подшипникового узла в зависимости от технического состояния и режима работы 71
3.3. Теоретическое обоснование целесообразности гидроаккумулятора 81
3.4. Расчёт и обоснование основных конструктивных параметров гидроаккумулятора 84
3.5. Выводы 91
4. Анализ результатов экспериментальных исследований 92
4.1. Оценка результатов экспериментальных исследований эффективности гидроаккумулятора 92
4.2. Оценка эффективности гидроаккумулятора на реальных эксплуатационных режимах 98
4.3. Сравнение результатов аналитических и экспериментальных исследований 101
4.4. Оптимизация параметров гидроаккумулятора масла 103
4.5. Оценка результатов эксплуатационных исследований 110
4.6. Выводы 115
5. Практические рекомендации и технико- экономическая эффективность 116
5.1. Разработка схемы включения гидроаккумулятора в систему смазки двигателя 116
5.2. Технико-экономическая оценка эффективности исследования 120
5.3. Выводы 125
Общие выводы 126
Литература
- Анализ основных отказов турбокомпрессоров
- Методика экспериментального исследования
- Теоретическое обоснование целесообразности гидроаккумулятора
- Оптимизация параметров гидроаккумулятора масла
Введение к работе
Актуальность темы. Эффективность, надежность и экологичность 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 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 % 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 турбонаддувом первых моделей выпусков, в которых конструктивные мероприятия по обеспечению высокого ресурса турбокомпрессоров не получили широкого распространения. Решение этой задачи возможно посредством использования функционального тюнинга, 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 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.
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.
Анализ основных отказов турбокомпрессоров
Прежде всего, при; наддуве штатный топливный5 насос, не может обеспечить необходимой производительности; поэтому приходится заменять; штатный ТНВ Д; насосом; с большей производительностью: Как правило при наддуве дизеля требуетсж уменьшать, (на Г - 2: градуса); угол опережения; впрыскиваниятопливадляснижения;жёсткости сгорания.
Установка турбокомпрессора (ТК); приводит к росту температурной напряжённости всего двигателя;, сам ТК имеет повышенные температуры, смазка ТК требует более тонкой очистки масла. В", результате этого необходимо изменять, систему смазки;. необходимо устанавливать дополнительные фильтры тонкой5 очистки масла, повышать производительность масляного насоса (с целью увеличения скорости смены масла), выполнять дополнительные; отстойники или холодильники; масла, увеличивать объем системы смазки; и сокращать сроки замены масла, использовать масла более высокого качества:
Наибольших изменений при применении наддува требуют впускные и выпускные трубопроводы двигателя: В последнем случае выпускной коллектор становится сложнее. Разделение коллектора позволяет организовать поступление волн давления выпускных газов в коллектор из цилиндров через равное количество градусов поворота коленчатого вала.
В результате волны давления (импульсы) не накладываются на соответствующие волны снижения давления, не усредняются, энергия газов сохраняется высокой. Для сохранения импульса давления в этом случае объём коллектора должен быть достаточно мал. Газовая турбина получается импульсной, наддув называют импульсным.
Впускные коллекторы также претерпевают определённые изменения, поскольку по ним теперь приходится подавать большее количество воздуха. В коллекторах приходится устанавливать холодильники воздуха (интеркулеры) и т. д.
Камера сгорания дизеля при применении наддува низкого уровня может и не изменяться. Однако при достаточно высоком наддуве, когда при исходной степени сжатия чрезмерно повышается максимальное давление в цилиндре, приходится идти на уменьшение конструктивной степени сжатия. Повышение максимального давления Pz в цилиндре приводит к росту нагрузок на подшипники, на сам коленчатый вал. А значит, нужно практически полностью менять конструкцию дизеля. Чтобы этого избежать, приходится увеличивать объём сжатия Vc для уменьшения степени сжатия и снижения максимального давления. Несмотря на снижение степени сжатия в поршневой части машины, что в соответствии с термодинамикой должно привести к потере экономичности, к. п. д. дизеля с таким наддувом возрастает, так как можно сохранить суммарную степень сжатия, то есть в турбокомпрессоре, а затем в поршневой части. Кроме того, благодаря сжиганию в цилиндре большего количества топлива сохраняется достаточно высоким максимальное давление, т. е. возрастает степень повышения давления при сгорании и растёт экономичность двигателя. Увеличение камеры сгорания приводит к увеличению пространства над поршнем, увеличивается количество остаточных газов, ухудшается очистка цилиндра, снижается его наполнение. Необходимо оптимизировать фазы газораспределения.
Поскольку в двигателе с наддувом в цилиндрах сжигается повышенное количество топлива, то термонапряжённость двигателя? возрастает, возрастают температуры: клапанов, особенно? выпускного. Повышенный расход воздуха и газаг. требует большего времени на очистку, продувку, наполнение цилиндра. Необходимо увеличивать время, перекрытия!клапанов для лучшего охлаждения выпускного клапана, а также для лучшей:; продувки камеры сгорания, на что, конечно; затрачивается дополнительное количество воздуха. Фазы перекрытия клапанов должны быть согласованы с давлениями перед клапанами, чтобы избежать возможного выброса;выпускных газов во впускной- коллектор. Как правило, у двигателей; с наддувом открытие впускных клапанов надо проводить раньше, а закрытие выпускных:- позже, чем у двигателя без.наддува; При этом момент закрытия впускных клапанов; надо делать более поздним, а открытия выпускных - существенно более ранним: Всё это требует изменения профилей; кулачков распределительного. вала.
Понижение степени сжатия; приводит к проблемам= с запуском дизеля, особенно при низких температурах окружающего воздуха. При; пуске в камеру сгорания поступает воздух при параметрах, характерных для двигателя без наддува, а значит, давление и температуры сжатия1 оказываются чрезмерно низкими для обеспечения самовоспламенения смеси при пуске. Для повышения температуры воздуха применяют специальные пусковые нагреватели во впускном коллекторе двигателя. Это усложняет двигатель, ухудшает наполнение цилиндра при нормальной работе [35,38,].
Несмотря на перечисленные недостатки, турбонаддув автотракторных двигателей занял прочное место в современном двигателестроении, особенно для повышения мощности дизельных двигателей. Современный автотракторный дизель практически уже немыслим без турбокомпрессора.
Методика экспериментального исследования
Схема, по которой снабжение узла подшипников ТКР маслом осуществляется из главной масляной системы дизеля, оборудованной полнопоточным фильтром очистки масла (рис. 1.12 б). Первая схема используется в дизелях ЯМЗ-238НБ, ЯМЗ-238Н, Скания DS-14 и др. Вторая схема применяется на дизелях КАМАЗ, ЯМЗ-240Н, СМД-60 и большинстве дизелей иностранного изготовления. Обе схемы выполняются с предварительной прокачкой системы маслом перед пуском дизеля или без нее. В известных конструкциях внутренний диаметр каналов и трубопроводов изменяется в пределах от 8 до 12 мм, а конструкций фильтров довольно разнообразны [10,107].
Фильтрующие элементы масляных фильтров изготавливают из фильтровального картона. Из-за засорения и осмолення гидравлическое сопротивление элементов со временем возрастает, что может значительно увеличить период задержки подачи масла при пуске дизеля. Исходное сопротивление бумажного элемента составляет в среднем менее 0,01 МПа и предельное сопротивление 0,25 МПа примерно через 200 часов.
Предварительная прокачка системы смазки позволяет сократить время начала поступления масла практически до нуля. Однако, при достижении частоты вращения ротора ТКР, соответствующей частоте вращения коленчатого вала двигателя, происходит затем продолжительное снижение давления масла в узле подшипников. Это объясняется тем, что с началом вращения ротора происходит прогрев масла в подшипниках, который вызывает уменьшение вязкости масла и повышение пропускной способности указанного узла. По мере увеличения частоты вращения ротора резко возрастает пропускная способность подшипников и при частоте вращения 23 — 27 тыс. мин"1, что соответствует режиму максимальных холостых оборотов двигателя, при давлении 0,25 МПа расход масла составляет уже около 450 мл/мин. Кроме того, специальными опытами установлено, что при предпусковой прокачке в систему смазки подается неочищенное масло, которое в значительной степени снижает надежность и долговечность пар трения [83].
Опытным путем установлено, что для обеспечения! нормальной работы подшипников ТКР при пуске, необходимо обеспечить расход масла через них 0,15—0,2 л/мин в течение первой минуты, что соответствует давлению перед ТКР 0,05—0,1 МПа. Критерием-нормальной работы ТКР считалась для этого случая стабильная амплитуда перемещения конца ротора, которая измерялась в процессе пуска дизеля. Если учесть, что давление масла в магистрали дизелей после прогрева составляет 0 45—0,5 МПа, то общий перепад давления маслопроводящей системы, может быть 0,35—0,4 МПа..
Каналы диаметром 8- мм в первоначальный момент при пуске имеют сопротргвление 0,45 МПа, а увеличение их диаметра до 16— 20 мм значительно увеличивает время, потребное на заполнение.
Таким образом, схема подачи масла к ТКР и проходное сечение маслоподводящих каналов существенно влияют на время задержки подачи масла к узлу подшипников и тем самым на работоспособность ТКР при пуске дизеля.
Частота вращения ротора ТКР на пусковых режимах превышает частоту вращения коленчатого вала дизеля в 10—12 раз.
После остановки во внутренних полостях корпуса подшипников сохраняется некоторое количество масла, которое создает условия для обеспечения работоспособности узла подшипников в течение времени, достаточного для прогрева масла в поддоне двигателя до рабочей температуры, если окружная скорость вала ТКР не превышает 13 м/с.
Недостаточная подача масла при высокой частоте вращения, ротора приводит к потере устойчивости масляного слоя в узле подшипников. Это усугубляется почти полным отсутствием демпфирования в масляном слое, в результате чего отмечается мгновенное возрастание амплитуды прецессионного движения конца вала ротора и уменьшение частоты его вращения. В этот момент на подшипники ТКР передаются обусловленные значительным уменьшением вязкости масла из-за возрастания температуры, дополнительные нагрузки из-за большой амплитуды прецессирования ротора. Эти нагрузки приводят к контактированию поверхностей трения. При осмотре деталей узла подшипников отмечается засветление участков контакта. При длительном контактировании поверхностей появляются натиры, а в случае наличия в масле абразивных частиц - риски. Последовательное накопление натиров и рисок приводит к качественным изменениям в работе сопряженных поверхностей узла подшипников и, в конечном счете, к возникновению задиров и последующему отказу подшипников ТКР.
Неблагоприятные обстоятельства, сопутствующие холодному пуску, учтены в рекомендациях для эксплуатации двигателей зарубежных фирм: Cummins, Caterpillar, Scania и др. Например, фирма Scania ограничивает верхний предел частоты вращения коленчатого вала дизелей с турбонаддувом после пуска 1000 мин"1, в течение 30 секунд, а фирмы Cummins и Caterpillar не допускают резкого повышения частоты вращения коленчатого вала во время прогрева после пуска и работы двигателя под нагрузкой в этот период [1201,123].
Из вышесказанного вытекает, что схема- подачи масла оказывает существенное влияние на условия работы узла подшипников ТКР при пуске и тем самым на его надежность и на надежность двигателя с турбонаддувом в целом. Наиболее благоприятной с этой точки- зрения является схема подачи масла, по которой отбор масла к ТКР осуществляется от системы смазки двигателя, снабженной полнопоточным бумажным фильтром очистки масла. Сечения маслопроводящих трубопроводов должны выбираться максимально возможным с учётом компоновки и стабильного обеспечения маслом подшипников в пределах первой минуты. Прогрев двигателя до достижения рабочих параметров масла необходимо осуществлять на холостых оборотах, не превышающих 50—60% от максимальных.
Теоретическое обоснование целесообразности гидроаккумулятора
Гидроаккумулятор - это емкость, предназначенная для аккумулирования энергии масла, находящегося под давлением рис. ЗЛО. В грузовых аккумуляторах (а) аккумулирование и возврат энергии происходят за счет изменения потенциальной энергии груза, в пружинных (б) - за счёт деформации пружины, в пневмогидравлических - вследствие сжатия и расширения газа, причём масло может находиться в непосредственном контакте с газом (в) или отделяться от него в поршневом (г), мембранном (д) или баллонном (е) пневмогидроаккумуляторах. Баллонные и мембранные аккумуляторы менее инерционны и имеют меньшие размеры и массу по сравнению с поршневыми; их недостаток - ограниченный ресурс резинового разделителя сред [8].
Для обеспечения необходимых целей наиболее подходящим является пружинный аккумулятор по схеме (б) нарис. 3.10.
На рис. 3.1 L показана конструкция пружинного гидроаккумулятора, разработанного для дополнения системы смазки турбокомпрессоров автомобилей с двигателями семейства КАМАЗ-ЕВРО.
Гидроаккумулятор состоит из цилиндрического корпуса 1, в котором размещен поршень 2, уплотняемый манжетой 3. Корпус закрыт крышкой 5, служащей упором для пружины 4. Дг№ подключения масляных магистралей через наконечники 8 служит тройник б, в который вкручены с одной стороны нагнетательный клапан 7, а с другой соленоид управляющий 9.
Работает гидроаккумулятор следующим образом. При работе двигателя создается давление масла в питающей магистрали, развиваемое масляным насосом двигателя. Нагнетательный клапан служит для исключения продолжительного масляного голодания турбокомпрессора на режиме пуска двигателя из-за заполнения маслом гидроаккумулятора. Заполнение гидроаккумулятора происходит только по достижении необходимого давления, на которое отрегулирован клапан, когда давление и расход масла достаточны для обеспечения потребностей турбокомпрессора. Затем поступившее масло поступает в надпоршневое пространство, заполняя его, и сжимает пружину 4.
Исходя из конструкции системы смазки двигателей КАМАЗ и проведенной в дальнейшем оптимизации, принимаем объем гидроаккумулятора V = 2 л [52,54].
Найдём основные конструктивные размеры. Диаметр цилиндра выбираем из основного ряда диаметров цилиндров: 10; 12; 16;20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100 мм и т.д. [97] По компоновочным соображениям наиболее подходящим является диаметр цилиндра равный ёц = 100 мм. Найдём ход поршня:
Рассчитаем радиальное перемещение внутренней поверхности цилиндра и. Это перемещение не должно превышать допустимого значения [и], равного 0,2 а/2, где а — суммарный допуск точности. Поршень и гидроцилиндр сопрягаются по посадке D H8/f7, где D - диаметр, т.е. D = 100 мм. Поля допусков для поршня и цилиндра, они равны соответственно 100.0,07г0 036 и 100+0 054 мм. здесь р — максимально возможное давление, принимаем р = 0,95 МПа (давление срабатывания предохранительного клапана масляного насоса [5]); г і - внутренний диаметр г і = 50 мм., г2 - наружный диаметр; к = Г] / г2 — отношение внутреннего диаметра к наружнему.
Расчеты показывают, что условие обеспечения прочности выполняются уже при г2 — 51 мм., то есть, при толщине стенки в 1мм. Условие u [ u ] выполняется при r2 = 54 мм. Следовательно, принимаем наружный диаметр цилиндра равным D = 108 мм. Это обеспечит нормальные напряжения, возникающие в стенках гидроцилиндра, по условиям работы сопряжения цилиндр-поршень [97]. На рис. 3.12. представлена схема пружины сжатия с основными условными обозначениями.
Схема пружины сжатия и основные условные обозначения. d - диаметр витка пружины; D - наружний диаметр пружины; t - шаг пружины; Н - высота; Р - сила пружины. Индексами 0,1,2, и 3 отмечены состояния пружины соответствующие свободному состоянию, состояниям предварительной, рабочей и максимальной деформаций соответственно. Определим исходные данные. Сила пружины Р2 при рабочей деформации:
Основными факторами в эксплуатации, влияющими, на. %, являются; температура-деталей: ш зазорі в; подшипниковом узле: Установлено;, 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 предельноговэксплуатациисостояния:,
Снизить в 1,81 раза вероятность работы турбокомпрессора; на режиме, когда не выполняется условие % 1 позволяет гидроаккумулятор масла. Применение этого конструктивно простого устройства позволяет снизить температуру деталей турбокомпрессора путем подачи дополнительного количества масла.
Оптимизация параметров гидроаккумулятора масла
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 і 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.
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 засчет сокращения рекламаций, так и Вісфере 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 S = 1 2 руб./км. Удельный простой в ТО и ремонте составляет в среднем d = 0,6 дней/тыс. км [31,65]. Для определения годового экономического эффекта учитывали, что средний годовой пробег автомобилей КамАЗе по отчётным данным составляет L = 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 А1 = 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 Q = 15%. На силовой агрегат КамАЗ в среднем приходится qcA = 37% всех отказов автомобиля. Из этих отказов на турбокомпрессоры приходится qTKp = 7% [92]. Относительное снижение себестоимости перевозок определяется умножением этих долей.
Устройство гидроаккумулятора довольно простое. С учетом того, что в конструкции максимально использованы стандартные- узлы и детали, требующие минимальных доработок, он может быть изготовлен и собран в условиях большинства грузовых АТП и СТО. Для проведения работ по доводке и сборке деталей необходимы: токарный станок, верстак с тисками и простейший слесарный инструмент. Персонал - токарь и слесарь III разряда. Затраты на покупные изделия, а также сборочные работы, приведем в табл. 5.2. Затраты приведены с учетом стоимости нормо-часа - 600 руб (на 2010 г.).
Таким образом, суммарные затраты на изготовление, сборку и монтаж гидроаккумулятора на один автомобиль составляют 3918 рублей. Учитывая, что годовой экономический эффект от установки гидроаккумулятора составляет 2817 рублей на автомобиль, окупаемость гидроаккумулятора наступает уже на втором году после монтажа на автомобиль.
С учетом того, что только в Саратовской области работает в настоящее время около 6 тыс. автомобилей КамАЗ с турбокомпрессорами, годовой эффект по ним составит 16 902 000 рублей.
Приведенные значения можно считать минимальными, так как они приведены только для автомобилей марки КАМАЗ и не учитывают списочный состав автомобилей других марок, оснащенных двигателями с турбокомпрессором.
Схема проста в установке и обслуживании; При отказе гидроаккумулятора система смазки турбокомпрессора продолжает функционировать в штатном режиме. Использование гидроаккумулятора позволяет снизить простои в ТО и ТР на 1,1%, себестоимость перевозок на 0,093%, что дает годовой экономический эффект в 2817 руб на один автомобиль. С учетом стоимости изготовления и монтажа гидроаккумулятора, его окупаемость наступает уже на втором году эксплуатации.
