Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Состояние вопроса и задачи исследования 10
1.1 Показатели эксплуатационной надежности мобильных энергетических средств 10
1.2 Основные направления повышения единичной мощности автотракторных двигателей: достоинства и недостатки 11
1.3 Обзор конструкций турбокомпрессоров 17
1.4 Взаимосвязь режимов эксплуатации МЭС с показателями работоспособности ТКР 21
1.5 Направления конструктивного совершенствования ТКР с целью повышения работоспособности и безотказности 25
1.6 Основные выводы по главе 1 30
Глава 2 Теоретическое исследование процессов смазки и торможения ротора турбокомпрессора при использовании автономного смазочно-тормозного устройства 33
2.1 Цели и задачи теоретических исследований 33
2.2 Теоретическое обоснование параметров гидроаккумулятора 39
2.2.1 Расчет параметров смазочных магистралей при условии обеспечения зарядки гидроаккумулятора 39
2.2.2 Расчет гидравлических магистралей системы смазки подшипника ТКР 42
2.2.3 Время поступления масла к узлам ГАК и ТКР 46
2.2.4 Уравнение теплового баланса для корпуса ТКР и подшипника 50
2.2.5 Расчетная модель процесса выбега ТКР 53
2.2.6 Расчет параметров необходимой подачи масла гидроаккумулятором 57
2.2.7 Расчет габаритных параметров гидроаккумулятора 62
2.3 Основные выходные параметры ТКР при установке гидроаккумулятора в систему смазки ДВС з
2.4 Исследование взаимосвязи продолжительности выбега ротора ТКР с параметрами тормозного устройства 70
2.5 Основные выходные параметры ТКР при одновременной установке гидроаккумулятора в системе смазки ДВС и тормозного устройства 77
2.6 Основные выводы по главе 2 79
Глава 3 Программа и методики исследований работы турбокомпрессора с автономным смазочно-тормозным устройством 82
3.1 Программа теоретических и экспериментальных исследований 82
3.2 Описание технологической схемы функционирования и конструктивной компоновки стенда для лабораторных исследований турбокомпрессоров 85
3.2.1 Общая схема компоновки испытательного стенда 85
3.3 Обоснование конструкции и схемы функционирования автономного смазочно-тормозного устройства 93
3.4 Выбор измерительных средств 96
3.5 Методика и средство для контроля технического состояни я элементов ТКР 98
3.6 Методика лабораторных и полевых испытаний 101
3.7 Методика экспериментальных исследований 102
3.8 Методика эксплуатационных исследований 103
3.9 Методика обработки и систематизации экспериментальных материалов 104
3.10 Обработка полученной статистической информации 107
3.11 Основные выводы по главе 3 111
Глава 4 Результаты экспериментальных исследований функционирования ТКР 114
4.1 Параметры выбега ротора турбокомпрессора (при n = 40 000 мин–1) 115
4.2 Выбег ротора турбокомпрессора с включенным гидроаккумулятором (при n = 40 000 мин–1) 118
4.3 Выбег ротора турбокомпрессора с использованием гидроаккумулятора и тормозного устройства (при n = 40 000 мин–1) 120
4.4 Эксплуатационные испытания 129
4.5 Оценивание средней наработки на отказ ТКР автомобилей КамАЗ 65115 с двигателем КамАЗ 740.63.400, оснащенным турбокомпрессорами К 27-145 со штатной системой смазки и оснащенного АСТУ 145
4.6 Оценивание средней наработки на отказ ТКР тракторов К-700А
с двигателем ЯМЗ-238НБ, оснащенным турбокомпрессорами ТКР-11-238НБ со штатной системой смазки и АСТУ 151
4.7 Технико-экономическая оценка использования результатов проведенных испытаний 156
4.6 Основные выводы по главе 4 167
Заключение 174
Список литературы
- Взаимосвязь режимов эксплуатации МЭС с показателями работоспособности ТКР
- Расчет параметров смазочных магистралей при условии обеспечения зарядки гидроаккумулятора
- Обоснование конструкции и схемы функционирования автономного смазочно-тормозного устройства
- Оценивание средней наработки на отказ ТКР автомобилей КамАЗ 65115 с двигателем КамАЗ 740.63.400, оснащенным турбокомпрессорами К 27-145 со штатной системой смазки и оснащенного АСТУ
Введение к работе
Актуальность темы. Применение турбокомпрессоров (ТКР) является одним из основных способов повышения единичной мощности двигателей внутреннего сгорания (ДВС), технико-экономических и экологических свойств при эксплуатации мобильных энергетических средств (МЭС) – тракторов, самоходных комбайнов, автомобилей и др. Однако напряженный режим работы турбокомпрессоров при стохастичности скоростных и нагрузочных показателей во время эксплуатации МЭС, частоте вращения ротора в диапазоне 40–170 тыс. оборотов в минуту и температуре выхлопных газов 650–700 С требует обеспечения эффективной смазки подшипников ротора турбокомпрессора. Это необходимо для отвода тепла от деталей турбокомпрессора, исключения износа его ротора и подшипников, что не обеспечивается при штатной последовательной схеме системы смазки ДВС. Снижение подачи и давления масла к подшипникам турбокомпрессора при резком сокращении оборотов коленчатого вала двигателя, его остановке при перегрузках, а также при запуске, особенно в холодное время, являются основными причинами ухудшения работоспособности турбокомпрессоров, снижения их безотказности.
Степень разработанности темы. Основные труды ведущих ученых в данной области исследований направлены на совершенствование процесса смазки подшипников ротора турбокомпрессора изменением конструкции сопрягаемых деталей, технологических схем подачи масла к ним и снижение теплонапряженности. Эффективность этих решений доказана при использовании автомобилей и железнодорожных локомотивов. Однако при эксплуатации тракторов, самоходных комбайнов в сельском хозяйстве периодическое изменение нагрузочных и скоростных режимов ДВС, а также в связи с периферией расположения турбокомпрессора и совмещенной системой смазки штатный режим смазки и подачи масла к подшипникам не обеспечивается. Это предопределило актуальность разработки и применения автономных смазочно-тормозных устройств, позволяющих обеспечивать штатный режим смазки турбокомпрессора при стохастичности нагрузочных режимов работы мобильных энергетических средств в сельском хозяйстве.
Работа выполнена в соответствии со Стратегией машинно-технологической модернизации сельского хозяйства России на период
до 2020 г., разработанной в соответствии с Федеральным законом «О развитии сельского хозяйства» от 29.12.2006 г. № 264.
Цель исследования. Повышение работоспособности и безотказности турбокомпрессоров двигателей внутреннего сгорания мобильных энергетических средств применением автономного смазоч-но-тормозного устройства (АСТУ).
Объект исследования. Процесс смазки подшипников турбокомпрессора при стохастичности скоростных и нагрузочных режимов работы ДВС со штатной системой смазки и совместно с автономным смазочно-тормозным устройством при эксплуатации мобильных энергетических средств.
Предмет исследования. Взаимосвязи параметров процесса смазки подшипников, продолжительности выбега ротора турбокомпрессора с параметрами функционирования смазочно-тормозного устройства при стохастичности скоростных и нагрузочных режимов работы ДВС мобильных энергетических средств.
Задачи исследования:
-
Установить закономерности изменения параметров процесса смазки подшипников, продолжительности выбега ротора турбокомпрессора с режимами работы ДВС и автономного смазочно-тор-мозного устройства.
-
Разработать и обосновать комплекс технических средств, методик для исследования параметров функционирования турбокомпрессоров ДВС мобильных энергетических средств.
-
Разработать и реализовать программу стендовых испытаний турбокомпрессора ДВС мобильных энергетических средств при использовании АСТУ.
-
Разработать и реализовать программу эксплуатационных испытаний турбокомпрессоров двигателей мобильных энергетических средств с АСТУ в сельхозпроизводстве, оценить эффективность результатов исследований.
Научная новизна основных результатов исследований, выносимых на защиту, заключается в следующем:
– дано аналитическое описание взаимосвязи продолжительности выбега ротора турбокомпрессора с параметрами функционирования ДВС и автономного смазочно-тормозного устройства при стохастических перегрузках, остановках двигателя при эксплуатации мобильных энергетических средств;
– установлены закономерности изменения параметров процессов смазки подшипников ротора турбокомпрессора ДВС при работе гидроаккумулятора и одновременном торможении ротора встроенным во всасывающий коллектор двигателя тормозным устройством;
– впервые разработано и внедрено при эксплуатации ДВС с газотурбинным наддувом автономное смазочно-тормозное устройство, обеспечивающее штатный режим смазки подшипников ротора турбокомпрессора при стохастическом снижении оборотов коленчатого вала двигателя, его запуске и остановке, при перегрузках;
– разработаны стенд и методики для моделирования эксплуатационных режимов работы ДВС с автономным смазочно-тормоз-ным устройством турбокомпрессора, обоснован комплекс средств для исследования его технического состояния.
Теоретическая и практическая значимость работы состоит в аналитическом описании закономерностей изменения параметров процесса смазки подшипников и взаимосвязи продолжительности выбега ротора турбокомпрессора с параметрами функционирования ДВС и автономного смазочно-тормозного устройства (АСТУ). Его применение позволяет обеспечить штатный режим подачи и давление масла в подшипниках ротора турбокомпрессора при резком снижении оборотов коленчатого вала ДВС (патенты РФ на изобретения № 2518309, 2592090, 2592091, 2592092). Спроектирован и изготовлен стенд для проведения испытаний турбокомпрессоров, позволяющий воспроизводить их реальные режимы эксплуатации при использовании мобильных энергетических средств. Опытные АСТУ внедрены и эксплуатируются на тракторах и самоходных комбайнах сельхозпредприятий Кемеровской области. Результаты диссертационной работы используются в учебном процессе ЮУрГАУ (г. Челябинск), Беловском филиале КузГТУ (Кемеровская область).
Соответствие диссертации паспорту научной специальности.
Диссертация посвящена повышению работоспособности и безотказности турбокомпрессоров двигателей внутреннего сгорания, что соответствует формуле специальности 05.20.03 – Технологии и средства технического обслуживания в сельском хозяйстве, а именно п. 6 «Исследование надежности отдельных агрегатов, узлов и деталей сельскохозяйственной техники».
Методология и методы диссертационного исследования.
При решении поставленных задач использовались: принципы объективности, всесторонности, конкретности и историзма; методы анализа и синтеза, математического и имитационного, физического моделирования, математической статистики и программирования.
Степень достоверности и апробация результатов. Научные положения, выводы и рекомендации в работе обоснованы и базируются на результатах математического и имитационного моделирования, статистической обработки экспериментальных материалов, полученных с применением современного и сертифицированного оборудования. Основные материалы диссертационной работы были доложены, обсуждены и получили положительную оценку на международных научно-практических конференциях: «Инновации в технологиях и образовании», г. Белово КузГТУ (2012–2016 гг.); «Достижения науки – агропромышленному производству», г. Челябинск, ЮУрГАУ (2012–2016 гг.); », г. Воронеж, 2015 г.
Публикации. Основные результаты исследований по теме диссертационной работы опубликованы в 23 научных работах, в том числе 7 статей в изданиях, указанных в перечне ведущих рецензируемых научных журналов и изданий ВАК, получены 4 патента на изобретение.
Структура и объем диссертации. Диссертационная работа изложена на 267 страницах машинописного текста, содержит 25 таблиц, 74 рисунка, состоит из введения, четырех глав, заключения и 21 приложения. Список литературы включает в себя 174 наименования.
Взаимосвязь режимов эксплуатации МЭС с показателями работоспособности ТКР
Особое внимание следует уделить пуску и особенно остановке двигателя, оборудованного системой газотурбинного наддува. При пуске такого двигателя нельзя сразу устанавливать высокую частоту вращения коленчатого вала, так как масло в поддоне двигателя густое, а турбокомпрессор находится в самой удаленной точке смазочной системы. Масло для смазки подшипника ТКР поступает с некоторой задержкой, вследствие масляного голодания наступает повышенный износ подшипника. Поэтому обороты двигателя рекомендуется увеличивать только после прогрева двигателя. Все неблагоприятные последствия, возникающие вследствие холодного пуска двигателей с турбонаддувом, отражены в рекомендациях руководства по эксплуатации автотракторных двигателей ведущих зарубежных фирм: Cummins, Caterpillar, Scania и т.д. К примеру, специалисты фирмы
Scania рекомендуют ограничивать максимальную частоту вращения коленчатого вала сразу после пуска и в последующие 30 сек не более 1000 мин–1, а такие зарубежные фирмы, как Cummins и Caterpillar запрещают резкое повышение частоты вращения коленчатого вала сразу после пуска и прогрева двигателя, а также работу двигателя под нагрузкой в это время [163, 166, 167, 168, 170, 174].
Остановка двигателя с турбокомпрессором имеет свои особенности. Двигатель с турбокомпрессором после работы под нагрузкой нельзя останавливать сразу, так как ротор турбокомпрессора вращается с огромной скоростью (40–170 тыс. мин–1) и, омываемый газами с температурой 700–800 С, имеет высокую температуру деталей [163]. При остановке двигателя сразу после снятия нагрузки давление в системе смазки, а соответственно, и в ТКР практически мгновенно становится равным нулю. Турбокомпрессор под воздействием высоких динамических и термических нагрузок, оставшись без смазки и охлаждения, в условиях масляного голодания подвергается ускоренному аварийному износу, локальному перегреву и выходу из строя. Чтобы предотвратить наступление данных негативных последствий при остановке двигателя с турбокомпрессором, применяют турботаймер - устройство, которое в течение некоторого времени не позволяет заглушить двигатель, а допускает его остановку только после снижения оборотов ротора и понижения температуры его деталей. Однако данное устройство лишь частично решает проблему выхода из строя турбокомпрессора во время остановки двигателя. Например, при остановке двигателя под внезапно возникшей нагрузкой турботаймер бесполезен [27, 49, 51, 84, 119, 122, 145].
В настоящее время ведущие фирмы в области конструирования и выпуска турбокомпрессоров ведут научно-исследовательские и конструкторские работы, направленные на повышение эксплуатационной надежности турбокомпрессоров автотракторных двигателей, в частности, на повышение надежности системы смазки пар трения турбокомпрессоров [136]. Основные направления этой работы заключаются в следующем (рисунок 1.8): - применении новых, более высококачественных смазочных масел и увеличении степени маслоемкости поверхностей трения турбокомпрессоров [67, 68]; - применении автономной, независимой от двигателя, системы смазки турбокомпрессора [14, 19, 20]; - применении турботаймера [73]; - применении более эффективного жидкостного охлаждения подшипников турбокомпрессора [11, 54]; - применении гидроаккумулятора в системе смазки подшипников турбокомпрессора [41, 49, 50, 53, 74, 83, 110, 144].
Проводя анализ направлений дальнейшего совершенствования системы смазки турбокомпрессоров, мы приходим к выводу, что изменения в системе смазки ТКР по первому направлению несущественны и экономически нецелесообразны, несмотря на то, что новые смазочные масла снижают риск закоксовыва-ния его остатков в смазочных каналах. Но при этом, учитывая цену масла, возрастают эксплуатационные издержки [14, 16]. Способы повышения надежности и долговечности элементов ТКР
Повышение маслоемкости поверхностей трения, применение высококачественных смазочных материалов
В случае применения независимой (автономной) системы смазки решаются все вышеобозначенные проблемы, однако данная система обладает высокой сложностью, стоимостью, занимает дополнительное место и добавляет количество деталей, что снижает безотказность всего двигателя в целом, кроме того, возрастает трудоемкость проведения РОВ, а также возникают дополнительные эксплуатационные издержки [14, 16, 17].
При применении турботаймера не решаются все вышеописанные проблемы, связанные с остановкой двигателя, так как остановка двигателя может произойти и без вмешательства водителя (машиниста, оператора). Например, при внезапной перегрузке, когда турботаймер бесполезен, и т.д. Турботаймер является сложным электронным устройством, что снижает уровень безотказности двигателя в целом, повышает его стоимость. И даже принимая во внимание то, что данное устройство снижает тяжесть последствий выхода турбокомпрессора из строя, экономически целесообразным его признать нельзя. Дело в том, что в ряде европейских стран по соображениям загрязнения окружающей среды время работы двигателей на холостом ходу ограничено [116, 155, 168, 170]. Применение для охлаждения подшипников турбокомпрессора жидкостной охлаждающей рубашки получает все большее распространение, это позволяет снизить тепловую нагруженность подшипников, предотвращает явление закоксовывания масла. Однако и это устройство не решает всех проблем, возникающих при остановке двигателя. Дело в том, что при остановке двигателя останавливается не только насос системы смазки, но и насос системы охлаждения, что вызывает локальный перегрев деталей турбокомпрессора. Кроме того, рубашка жидкостного охлаждения корпуса и, соответственно, подшипников турбокомпрессора увеличивает металлоемкость и конструктивную сложность всего агрегата в целом [155].
Произведенный анализ отечественных и зарубежных конструкций турбокомпрессоров, режимов работы ДВС при использовании МЭС в растениеводстве в составе полевых МТА (с учетом высокой стохастичности динамических нагрузок на валу ДВС) предопределяет необходимость повышения эксплуатационной надежности ТКР дизелей. Один из самых простых и надежных способов продления ресурса ТКР – установка гидроаккумулятора. Проведем анализ типов гидроаккумуляторов, известных в настоящее время. Гидропневматические аккумуляторы
Основным назначением гидропневматических аккумуляторов является аккумулирование гидравлической энергии в периоды пауз в потреблении ее гидравлическими агрегатами системы. Применение гидропневматических аккумуляторов дает возможность ограничить мощность насосов средней мощностью потребителей гидравлической энергии или же обеспечить в системах с эпизодическим действием потребителей перерывы в работе насосов.
Включение насоса на зарядку аккумулятора после его разрядки и выключение после окончания зарядки осуществляются специальными клапанами, которые реагируют на изменение давления в аккумуляторе.
Расчет параметров смазочных магистралей при условии обеспечения зарядки гидроаккумулятора
Произведя разбивку процесса подачи масла (в последовательности движения масла) на 3 участка, мы установили значения исходных данных для сопоставления уравнений граничных условий. Рассмотрим последовательно три участка масляной системы [8, 9, 10, 22, 28, 35, 36, 37]. Опуская предварительные вычисления, уравнение подачи Q масла от насоса к элементам главной масляной магистрали представим в следующем виде: (Н -H)-2-g-S2 Q= - -7 =—, (2.3) 1 + I 4 + I где НВАК – вакуумметрическая высота: P -P P" g ВАК = атм Ратм, Р2 – давление атмосферное и давление всасывания перед насосом Р2 = = РВСН, Н/м2; – плотность масла, кг/м3; g – ускорение свободного падения, м/с2; S – площадь сечения приемного патрубка маслоприемника, м2; – коэффициент Дарси; l – длина элемента магистрали, м; d – диаметр сечения элемента магистрали, м; – сопротивление других элементов в системе смазки. Расчетная производительность масляного насоса определяется как [46, 47, 78, 81, 82]: „ 71- z- m- h- b- n„ C4 = , (2.4) o(J где z - число зубьев шестерни; m - модуль зацепления; h - высота зуба, м; b - длина зуба, м; пН - частота вращения шестерни насоса, мин-1. Главным условием, которое должно соблюдаться при установке гидроаккумулятора в систему смазки дизеля, является достаточная производительность масляного насоса для зарядки ГАК и штатной подпитки остальных элементов системы смазки: Qa-Q- (2-5) Расчетная производительность насоса по расчетам составила 0,0007 м3/с. Таким образом, этой подачи с запасом должно хватать на обеспечение смазки всех элементов системы смазки ДВС. Любое дополнительное гидравлическое сопротивление в системе смазки должно быть учтено при расчетах. В то же время и независимо от режима работы ДВС и ТКР должен обеспечиваться процесс жидкостной смазки. В связи с этим рассмотрим расчет гидравлических магистралей системы смазки подшипников ТКР.
В системе смазки любого ДВС имеется множество элементов, расположенных как последовательно движению масла, так и параллельно. Все эти элементы можно представить общим коэффициентом сопротивления Так, коэффициент сопротивления гидравлической системы смазки определяется суммарным сопротивлением входящих в систему гидроэлементов и сопротивлением отдельных участков системы смазки [120, 121, 140, 142, 145]: коэффициенты сопротивления гидравлических элементов в системе смазки; – коэффициент трения жидкости в маслопроводе; l1, l2, …, lm – длины маслопроводов между гидравлическими элементами в системе, м; d – диаметр гидропроводов, м.
Коэффициент трения для ламинарного течения вычисляется следующим образом [8, 9, 22, 28, 119]: x=«i (2.7) Re Здесь Re 2300 – число Рейнольдса, определяемое по формуле: Ke = , (2.8) где - скорость течения жидкости в маслопроводе; d - диаметр маслопровода; О - кинематическая вязкость масла. Выполним расчет расхода масла в системе смазки, состоящей из двух линий разного проходного сечения (клапан на входе в магистраль питания подшипника турбокомпрессора - гидроаккумулятор) (рисунок 2.4). "L рМ р\ _ _ р2 4 і /2 f1 и f2 – проходные сечения клапана и трубопроводов и гидроаккумулятора, соответственно, первой и второй линии элементов; 1 и 2 – суммарные коэффициенты сопротивлений первой и второй линии элементов системы смазки
Расположение элементов системы смазки подшипника ТКР Дополнительное сопротивление в точке изменения диаметров учитывается в сопротивлении одной из линий элементов. Представим сложную линию элементов в виде линии с постоянным по длине значением проходного сечения f и коэффициентом сопротивления .
Тогда формулу для расчета расхода масла через сложную линию можно записать следующим образом: где fЭ – эффективная площадь проходного сечения всей сложной линии, которая вычисляется по формуле: /Э=7F (2.10) Выясним, какие значения площади f и сопротивления необходимо подставить в эту формулу. Как видно из последнего уравнения, неважно, какую площадь (f1 или f2) нужно подставить в формулу, важно, чтобы эффективная площадь сложной системы смазки была одной и той же.
Поэтому сложный трубопровод заменим одной гидравлической системой, эквивалентной двум элементам с разными проходными сечениями.
Заменим, например, второй элемент с проходным сечением f2 гидравлической линией с проходным сечением, равным проходному сечению f1 первого эле мента. Исходное значение эффективного сечения второй линии равно замены этой линии ее сечение будет равно f1. Для того чтобы эффективная площадь второй линии оставалась без изменения, эта линия должна иметь новое
Обоснование конструкции и схемы функционирования автономного смазочно-тормозного устройства
При работе двигателя и ТКР на заслонку действует скоростной напор рН и статическое разряжение рК, имеющее место в заслоночной полости. Разложив указанные силы на составляющие, которые действуют на площадь заслонки, получим систему уравнений: /V; = /V0l-sinP; #2 = tfo2-sinP; (2.70) A = /VsmP; где Ni, N2 - давление скоростного напора на площадях F\ и F2 (F\ и F2 - площадь дроссельной заслонки от оси, соответственно, вправо и влево, м2), Па; N\ и N2 - нормальные составляющие скоростного напора к площадям F\ и F2, приложенные в центре тяжести, Па; р і и р 2 статические разряжения в задроссельной полости, действующие на площадях F\ и F2, Па; р\ и р2 - нормальные составляющие статического разряжения в задроссельной полости, действующие на площадях F\ и F2 и приложенные в центре тяжести, Па. Суммарный момент всех сил, действующих на заслонку, можно записать: М =( д + N,)-т-{ р, + N.)-l, (2.71) сум \ П 1 / \2 2/ где т - расстояние от оси заслонки до точки приложения сил на площади F\, 7- расстояние от оси заслонки до точки приложения сил на площади F2.
Расстояния я? и 7 являются переменными и зависят от угла открытия заслонки . Так как т всегда больше 7, то суммарный момент сил, действующих на заслонку, будет стремиться закрыть заслонку. Этому закрытию противодействует момент сил рпр со стороны гидроцилиндра и пневмоцилиндра. Момент приведения от силы рпр будет равен: М = p -r. (2.72)
Для любого равновесного состояния заслонки должно быть обеспечено Мсум = Мпр. Поворот заслонки в сторону прикрытия может произойти лишь при условии, что суммарный момент сил, действующих на заслонку, возрастет и будет больше момента со стороны рычага: M -М 0. (2.73) сум пр Изменение суммарного момента зависит от изменения проекции площадей правой и левой частей заслонки, скоростного напора и разряжения во впускном трубопроводе. Все указанные величины будут резко возрастать по мере прикрытия заслонки. Изменение этих величин происходит по криволинейному закону (закону параболы), характер изменения момента в зависимости от усилия пружины при постоянном плече будет выражаться прямой линией. Следовательно, для соблюдения равенства M -М = 0 (2.74) сум пр необходимо иметь переменное плечо приложения силы пружины.
В результате одновременной установки гидроаккумулятора и тормозного устройства уменьшается время выбега ротора ТКР и снижается температура его корпуса и деталей турбины. Это обусловлено более длительной во времени подачей масла в зазор подшипника [117, 120, 121, 122, 142].
В режиме торможения воздушного потока заслонкой искусственно создается тормозной момент (линия 2, рисунок 2.13), дополнительно противодействующий вращению ротора ТКР, что можно представить в виде уравнения: J приращение величины замедления, связанное с торможением воздуш ного потока заслонкой, рад/с2; МП - дополнительный момент противодействия вращению ротора ТКР, Нм. - при свободном выбеге; 2 - при искусственном торможении ротора ТКР при помощи воздушной заслонки
Режим работы компрессора в период торможения можно определить графически путем наложения характеристик сети (степени закрытия заслонки) на полную характеристику компрессора, представляющую собой зависимости полного давления РП, мощности N и КПД от производительности (рисунок 2.14). Точка пересечения характеристик сети и полного давления является рабочей точкой и определяет величину давления и производительности компрессора [171]. При полностью открытой заслонке характеристика сети является пологой, и режим
работы определяется точкой А. Этой точке соответствуют значения производительности QA и давление РА. По известной производительности определяем потребляемую мощность NA и коэффициент полезного действия А. При закрывании заслонки сопротивление (противодавление) растет, и характеристика сети становится более крутой. Рабочая точка перемещается из положения А в положение В, а затем в С. Эти точки определяют новые параметры работы компрессора, а соответственно, и всего ТКР в целом. По рисунку 2.14 видно, что дроссельный способ торможения осуществляется уменьшением подачи компрессора. Мощность на валу ТКР в результате дросселирования уменьшается, чем и обеспечивается быстрое и плавное торможение ротора. К примеру, дросселирование до точки В приводит к уменьшению давления на дросселе РdP [18, 19, 171].
Таким образом, теоретически рассмотрены особенности применения ГАК и тормозного устройства по отдельности. Так, ГАК обеспечивает непрерывную смазку подшипников ротора ТКР, но увеличивает время выбега. Применение отдельно тормозного устройства позволяет существенно снизить время выбега, но остановку ротора ТКР необходимо производить по определенному алгоритму, исключающему явление помпажа. Однако сочетание совместного применения ГАК и тормозного устройства позволит одновременно поддерживать непрерывную смазку подшипников ротора, а также существенно быстрее останавливать ротор при его выбеге. Рассмотрим теоретическую зависимость выходных параметров ТКР при одновременной установке ГАК в системе смазки и тормозного устройства, в дальнейшем называемых автономное смазочно-тормозное устройство (АСТУ).
Оценивание средней наработки на отказ ТКР автомобилей КамАЗ 65115 с двигателем КамАЗ 740.63.400, оснащенным турбокомпрессорами К 27-145 со штатной системой смазки и оснащенного АСТУ
Методика лабораторных испытаний заключалась в проведении исследований на установке, оснащенной автономным смазочно-тормозным устройством.
Целью лабораторных исследований являлось установление закономерностей между временем выбега ротора ТКР и параметрами автономного смазочно-тормозного устройства. Исследования проводились в следующем порядке:
1) запускается с помощью кнопки «Пуск» электродвигатель установки, при этом контролируются давление в гидросистеме установки, которое находится в пределах 6 кг/см2, давление масла в гидроаккумуляторе (после зарядки его значение равно 5,5 кг/см2), давление в пневмосистеме (после заполнения ресивера его значение поддерживается регулятором на уровне 8 кг/см2);
2) запускается ДВС автомобиля, и поддерживаются обороты холостого хода ДВС, выхлопные газы поступают в турбокомпрессор, вызывая его прогрев, а также прогрев смазывающего его масла. Когда температура смазочного масла достигает рабочего значения (порядка 80 С), приступают к испытаниям. Испытания проводят следующим образом. Частоту вращения ротора ТКР последовательно доводят до 10 000, 20 000 и 40 000 мин–1. Контроль частоты вращения осуществляют на мониторе комплекса «Кипарис». Последовательно, для каждой частоты вращения ТКР, производят испытания. Т.е. измеряют время выбега ротора ТКР после остановки ДВС: 1) в штатном режиме; 2) с применением тормозного устройства; 3) с применением гидроаккумулятора; 4) с совместным применением гидроаккумулятора и тормозного устройства. Имитацию остановки ДВС достигают перепуском выхлопных газов в атмосферу, минуя ТКР, что осуществляется с помощью заслонок коробки переключения газов (заимствована от автомобиля-самосвала КамАЗ), управляемых с помощью пневмоцилиндров и разобщительного крана автомобиля-тягача КамАЗ, примененного в качестве переключателя режимов работы ТКР и имеющего 2 положения – «разгон» и «торможение». При этом шток пневмоцилиндра коробки переключения газов (при «торможении») в конце своего хода нажимает на концевой электрический выключатель, тем самым обесточивая электродвигатель привода насоса гидросистемы установки, и приводит к падению давления до нуля. Для отключения и подключения гидроаккумулятора и пневмоцилиндра привода тормозного устройства (а следовательно, и изменения режимов работы установки) установлены поворотные краны самоварного типа.
Экспериментальные исследования для оценки влияния изменений, внесенных в штатную систему смазки турбокомпрессора, были проведены в группе предприятий ЗАО «Стройсервис» (локомотивное депо, пункт реостатных испытаний тепловозов «Кипарис» ООО «Беловопромжелдортранс») на диагностическом комплексе реостатных испытаний «Кипарис» с использованием стенда для испытаний турбокомпрессоров собственного изготовления (рисунок 3.2). Испытания проводились с приводом турбокомпрессора от выхлопных газов ДВС. Во время проведения испытаний дизельный двигатель КамАЗ-740 работал на дизельном топливе Л-02-40 ГОСТ 305, в системе смазки турбокомпрессора установки было использовано масло Лукойл Люкс Турбо Дизель SAE 10W-40 API (приложение 3).
Порядок проведения испытаний При испытании турбокомпрессора с приводом от выхлопных газов ДВС двигатель пускался и прогревался до рабочей температуры. Далее последовательно разгоняли ротор турбокомпрессора до различных частот вращения (от минимальных до максимальных) и производили имитацию остановки двигателя:
1) в штатном режиме (без применения гидроаккумулятора и тормозного устройства); 2) с применением гидроаккумулятора; 3) с применением тормозного устройства ротора; 4) с применением гидроаккумулятора и тормозного устройства. Все вышеперечисленные условия были соблюдены для создания условий, подобных условиям реальной эксплуатации турбокомпрессоров. Снятые во время проведения испытаний параметры заносились в приложение 4 (таблицы П4.1, П4.2, П4.3, П4.4).
Цель испытаний заключалась в оценке надежности системы смазки со встроенным гидроаккумулятором и дополнительным тормозным устройством ротора, а также в установлении влияния на долговечность и эксплуатационную надежность турбокомпрессора данной модернизации в условиях реальной эксплуатации на тракторных дизелях.
Объектом испытаний являлся гидроаккумулятор, встроенный в систему смазки турбокомпрессора тракторного дизеля, и тормозное устройство, встроенное в систему воздухоподачи дизеля для контрольной эксплуатации.
В августе 2013 г. в ходе подготовки эксплуатационных испытаний была осуществлена модернизация системы смазки турбокомпрессора установкой гидроаккумулятора и тормозного устройства на двигатель СМД-18К трактора ДТ-75Н и на двигатель ЯМЗ-236 НД з/у комбайна Дон-1500М в условиях колхоза «Вишневский» Беловского района Кемеровской области (таблица 3.2).
Установка гидроаккумуляторов и тормозного устройства на двигатели трактора и з/у комбайна были произведены во время плановой замены турбокомпрессоров, что исключило влияние наработки без модернизации на ресурс турбокомпрессора. За время проведения эксплуатационных испытаний нареканий на мо 104 дернизированную систему смазки не наблюдалось, отказов и течей масла зафиксировано не было. За период эксплуатационных испытаний (уборочная 2013 г.) наработка двигателей при работе с модернизированной системой смазки и системой воздухоподачи составила: для трактора ДТ-75Н – 437 мото/ч и для з/у комбайна ДОН-1500М – 410 мото/ч. Эксплуатация трактора и з/у комбайна осуществлялась в среднестатистических условиях с применением горюче-смазочных материалов, рекомендованных заводом-изготовителем. Требования к эксплуатации гидроаккумулятора и тормозного устройства сводятся к ежесменному визуальному осмотру на предмет утечки масла и герметичности соединений. За время проведения эксплуатационных испытаний замечаний о работе испытуемых турбокомпрессоров, а также гидроаккумуляторов и тормозных устройств не было. Потеки масла на турбокомпрессоре и гидроаккумуляторе отсутствовали. Роторы турбокомпрессоров вращались без заеданий и повышенных усилий. Для выявления величины износа, а также остаточного ресурса деталей турбокомпрессора была проведена диагностика их технического состояния как дополнительная операция ТО-3. При этом был произведен демонтаж турбокомпрессоров с частичной его разборкой и замером величины износа деталей турбокомпрессора.