Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние изучаемого вопроса 11
1.1. Форсирование двигателя внутреннего сгорания методом газотурбинного наддува 11
1.2. Анализ конструкции подшипникового узла турбокомпрессора и возникающие в нем дефекты 19
1.3. Анализ расчетно-экспериментальных исследований под
шипниковых узлов 27
Цель и задачи исследования 50
Глава 2. Теоретическое исследование 51
2.1. Математическая модель и результаты расчета характеристик компрессора и турбины 51
2.2. Математическая модель и результаты расчета теплового состояния подшипникового узла 60
2.3. Математическая модель и результаты расчета напряженно-деформированного состояния деталей подшипникового узла 67
2.4. Математическая модель и результаты расчета распределения потока масла в подшипниковом узле 71
Выводы 77
Глава 3. Методики экспериментальных исследований 78
3.1. Безмоторный стенд для испытаний турбокомпрессоров 78
3.2. Газодинамические испытания турбокомпрессоров
3.2.1. Метод определения характеристик компрессора 83
3.2.2. Метод определения характеристик турбины 86
3.3. Исследование подшипникового узла 88
3.3.1. Методы исследования температурного состояния подшипникового узла 88
3.3.2. Методы исследования качества подшипникового узла по параметрам вибрации, расхода масла и механических потерь 91
3.4. Оценка точности экспериментальных исследований 94
Глава 4. Результаты экспериментальных исследований 97
4.1. Определение характеристик компрессора и турбины 97
4.2. Исследование теплового состояния подшипникового узла без маслораспределительных канавок
4.2.1. Исследование в составе дизеля и сравнение с результатами расчета 105
4.2.2. Исследование после резкого останова дизеля 107
4.3. Исследование теплового состояния подшипникового узла с маслораспределительными канавками 110
4.3.1. Исследование при изменении режимов работы турбокомпрессора 111
4.3.2. Исследование при изменении температуры газа перед турбиной 114
4.4. Исследование расхода масла, вибрации и механических по терь 117
4.4.1. Измерение расхода масла и сравнение с результатами расчета 118
4.4.2. Измерение вибрации и определение механических потерь 119
Основные результаты работы 122
Литература
- Анализ конструкции подшипникового узла турбокомпрессора и возникающие в нем дефекты
- Математическая модель и результаты расчета теплового состояния подшипникового узла
- Метод определения характеристик турбины
- Исследование теплового состояния подшипникового узла без маслораспределительных канавок
Анализ конструкции подшипникового узла турбокомпрессора и возникающие в нем дефекты
Анализ конструкций современных турбокомпрессоров (Schwitzer, Holset, Honeywel, Z, Kangye, Voith, Ihi, Bosch Mahle, Турботехника) позволил выявить, что конструкция ТКР значительно отработана и состоит из центробежного компрессора и радиально-осевой турбины, консольно расположенных по обе стороны от подшипникового узла. Установлено, что для повышения эффективности работы ТКР в составе двигателя мировые производители осуществляют регулирование турбин. Проблемам регулирования турбин посвящено множество исследований, например [6, 38, 58, 79, 80, 94, 125, 130].
В работе [86] устанавливается, что подшипниковый узел ТКР должен сохранять работоспособное состояние при частоте вращения ротора, в зависимости от размерности, достигающей 150000250000 мин-1 и при всех разнообразных изменяющихся режимах работы двигателя. Также выяснено, что в настоящее время конструкции подшипниковых узлов серийных ТКР мировых фирм производителей отличаются незначительно. На практике наибольшее применение в ТКР находят подшипники скольжения с плавающими вращающимися втулками и реже плавающей невращающейся моновтулкой. Конструктивные схемы подшипников ТКР представлены на рис. 1.6. а) б)
Конструктивные схемы подшипников ТКР: а) – с плавающей невращающейся моновтулкой, б) – с плавающими вращающи мися втулками; 1 – вал ротора ТКР, 2 – плавающая невращающаяся моновтулка, 3 – фиксатор, 4 – корпус подшипников, 5 – осевой подшипник, 6 – плавающие вращающиеся втулки радиального подшипника
В конструкции с плавающей невращающейся моновтулкой масло по фиксатору 3 подводится в наружный зазор между моновтулкой 2 и корпусом подшипников 4 и во внутренний зазор между моновтулкой 2 и валом ротора 1. Фиксатор 3 предотвращает вращение моновтулки 2 и воспринимает осевые нагрузки, передаваемые по валу ротора 1 от турбинной ступени ТКР.
В конструкции с плавающими вращающимися втулками, масло через сверления в корпусе подшипников 4 подводится в наружный зазор между втулками 6 и корпусом подшипников 4, а также к осевому подшипнику 5, воспринимающему осевые нагрузки. Далее масло через отверстия во втулках 6 поступает во внутренний зазор с валом ротора 1.
Анализом работы Никишина В. Н. [61] установлено, что известны конструкции подшипниковых узлов ТКР с маслораспределительными канавками, которые располагаются в корпусе подшипников в зоне подвода масла к втулкам ра 21 диального подшипника. Радиальный подшипник с маслораспределительной канавкой представлен на рис. 1.7.
Анализом конструкций современных высокофорсированных автомобильных дизелей было установлено, что масло в подшипниковый узел ТКР поступает из системы смазки двигателя. Схема подвода масла к ТКР на дизеле КАМАЗ представлена на рис. 1.8. Масло из картера двигателя шестеренчатым насосом направляется через фильтр в водомасляный теплообменник. Далее оно поступает в ТКР и поршневую часть, после чего сливается обратно в картер дизеля. Масло в ТКР используется для смазывания трущихся поверхностей, а также для охлаждения подшипникового узла.
Анализом конструкций выявлено, что существуют ТКР с охлаждаемыми корпусами подшипников. Подшипниковый узел ТКР с охлаждаемым корпусом подшипников представлен на рис. 1.9.
В представленной конструкции корпус подшипников имеет полости охлаждения. Для охлаждения используется жидкость, поступающая из системы охлаждения двигателя. Установлено, что данная конструкция используется преимущественно для газовых и бензиновых двигателей, т.е. для двигателей с температурой перед турбиной, превышающей 700 С. Одним из основных показателей двигателя, который определяет качество, считается количество отказов за гарантийный период эксплуатации. На рис. 1.10 представлены основные рекламационные дефекты узлов и агрегатов высокофорсированного дизеля V8ЧН производства Завода двигателей ОАО «КАМАЗ» за 2012 г. (по дате выпуска).
Анализ рекламаций и работы [83] позволяют установить, что наибольшее количество поломок в ТКР происходит по причине износа подшипников вследствие попадания в систему смазки двигателя посторонних частиц. Выявлено, что это происходит в результате несвоевременной замены масляного фильтра. При этом увеличивается люфт вала ротора, возрастает вибрация и в конечном итоге происходит разрушение ТКР вследствие задевания колес компрессора и турбины о корпусные детали. Износ втулок радиального подшипника, возникающий при попадании посторонних частиц в масло, представлен на рис. 1.12. Рис. 1.12. Износ втулок радиального подшипника, возникающий при попадании посторонних частиц в масло
Математическая модель и результаты расчета теплового состояния подшипникового узла
Потери на трение из-за увеличивающегося объема смазки, в котором возникают сдвиговые напряжения, заметно растут, особенно при увеличении ширины смазочного слоя в зазоре между втулкой и валом ротора. Конструкция подшипника с пакетом плавающих втулок наименее чувствительна к изменению этого параметра, при использовании данных подшипников для любых значений ширины смазочного слоя амплитуда вибраций цапф ротора сохраняется на достаточном уровне.
Также учеными ЮУрГУ было получено, что практически все гидромеханические характеристики подшипников рассмотренных конструкций ухудшаются с увеличением массы плавающих втулок. Таким образом, было рекомендовано при проектировании подшипников, уменьшать массу втулок. На основании исследований различных схем подачи смазочного материала в слои многослойного подшипника, авторами [89, 96, 97, 98, 99] было установлено, что применение вместо торцевого способа подачи масла радиального, с использованием сегментной канавки в наружном смазочном слое, позволяет на 50...70 % снизить амплитуды вибрации цапф ротора на подшипниках с невращающейся моновтулкой и на 30 % – для подшипников скольжения с вращающимися втулками. Результаты расчетов подшипника с пакетом плавающих втулок также свидетельствуют о целесообразности применения сегментной канавки и радиального способа подачи смазки. Существенного влияния вида источников смазки в смазочном слое в зазоре между корпусом подшипников и втулкой для всех вариантов конструкций на гидромеханические характеристики авторами выявлено не было.
В работах [39, 92] представлены результаты расчетов динамики ротора ТКР на подшипниках с вращающимися втулками, которые были выполнены пакетом прикладных программ «Гибкий ротор». Данный пакет был разработан в ЮУрГУ. Установлено, что ротор ТКР представляет сложную механическую систему, включающую в себя две связанные через него автоколебательные подсистемы - подшипники с вращающимися втулками. Показано, что у ротора рассматриваемого типа в практически достижимой области частот вращения существуют две формы прямой регулярной несинхронной прецессии: коническая - с противо фазным, и цилиндрическая - с синфазным движением цапф. Переход от конической формы к цилиндрической происходит скачкообразно на второй резонансной частоте вращения ротора и сопровождается недопустимым повышением нагрузок на подшипники во всей зарезонансной области. Показано, что резонансная частота вращения ротора ТКР составляет 8200 рад/с и близка к его рабочей частоте 7000 рад/с. Также установлено, что обеспечение работоспособности подшипников с вращающимися втулками в условиях форсирования рабочих частот вращения ротора ТКР возможно лишь за счет повышения второй резонансной частоты системы «ротор - подшипник», что требует максимального увеличения жесткости ротора и подшипника.
Аналогичные исследования процессов вибрации системы «ротор - подшипник» представлены в работах зарубежных ученых [120, 128, 131, 133, 149, 156, 157].
В [121] представлены результаты моделирования подшипника скольжения с невращающейся моновтулкой ТКР с использованием метода, разработанного в Honeywell. Данный метод позволяет определять такие параметры, как: смещения вала, нагрузку на втулке, эксцентриситет втулки, расход масла и потери на подшипнике.
В работе [159] представлены результаты численного моделирования подшипника скольжения с вращающимися втулками ТКР. В результате авторами получено распределение давлений во внутреннем и внешнем масляных слоях подшипника, а также выявлена нестабильность вращения втулок. Отмечается, что расчет был выполнен с использованием методов конечных разностей и конечных элементов. В обоих случаях полученные результаты идентичны.
В [86] представлены полученные на Ярославском моторном заводе результаты исследований герметичности уплотнений узла подшипников ТКР. Отмечается, что турбинное уплотнение при всех режимах работы двигателя работает с противодавлением газа, что несколько ограничивает протечку масла через него, поэтому исследование проводилось для компрессорного уплотнения. Авторами устанавливается, что эффективность работы компрессорного уплотнения ТКР определяется не только его конструкцией, но и условиями его работы: разрежением перед уплотнением, количеством масла перед уплотнением, его вязкостью, поперечными колебаниями вала, соотношением величины осевого перемещения вала и торцового зазора уплотнительное кольцо-канавка. Масло, просочившееся через компрессорное уплотнение, попадает далее в поршневую часть двигателя. Протечка масла через компрессорное уплотнение при эксплуатации двигателя может достигать 1% от расхода масла через ТКР, а суммарный расход газов через уплотнения ТКР - 2530 % от расхода картерных газов двигателя. Выявлено, что увеличение вязкости масла уменьшает протечки масла через уплотнение. Так, при диаметре вала ротора 17 мм увеличение вязкости масла с 8 до 10 сСт приводит к уменьшению протечки масла на 4550 %. При дальнейшем увеличении вязкости масла с 10 до 12 сСт протечка масла через уплотнение уменьшается уже на 3540 % и имеет тенденцию к стабилизации. При отбалансированном роторе зависимость протечки масла через компрессорное уплотнение от давления масла в узле подшипников имеет линейный характер. Чем больше давление масла, тем больше протечка масла. Показано, что наиболее сильно на эффективность компрессорного уплотнения влияют геометрия канавки под уплотнительное кольцо, зазор в соединении кольцо-канавка и упругость уплотнительного кольца.
Метод определения характеристик турбины
Из литературных источников [25, 26, 78, 95, 119, 139, 152] известно, что исследовательские испытания ТКР проводятся на специальных безмоторных стендах. Таким образом, для проведения исследований был создан автоматизированный безмоторный стенд для испытаний ТКР, работающий по разомкнутому контуру. Данный стенд позволяет определять характеристики компрессоров и турбин автомобильных ТКР в соответствии с требованиями [15, 148], а также проводить экспериментальные исследования подшипниковых узлов ТКР. Принципиальная схема безмоторного стенда представлена на рис. 3.1. Испытательный стенд состоит из следующих систем и агрегатов: камеры сгорания, пусковой системы, топливной системы, масляной системы, трубопроводов воздушной и газовой магистралей.
Камера сгорания 32 служит для образования газов необходимой температуры. Используется камера сгорания авиационного газотурбинного двигателя.
Пусковая система обеспечивает запуск камеры сгорания. Состоит из электромагнитных клапанов 27, 29, 30, 38, пускового ресивера 31, пусковой форсунки 40 и блока зажигания 39.
Топливная система служит для подвода в камеру сгорания дизельного топлива. Состоит из топливного насоса 46 с приводом от электродвигателя 41, ресивера 34, фильтра 47 и форсунки 33.
Масляная система предназначена для обеспечения маслом подшипникового узла ТКР в процессе испытаний. Состоит из насоса 25 с приводом от электродвигателя 26, фильтра 24 и системы регулирования расходом масла через ТКР. Рис. 3.1. Принципиальная схема безмоторного стенда: 1 – перепуск; 2 – дроссельная заслонка за компрессором; 3 – ресивер; 4 – датчик вибрации; 5, 8, 11, 16, 20, 22, 28, 48 – датчики температуры; 6, 9, 10, 18, 19, 23, 42, 49 – датчики давления; 7 – опытный ТКР; 12 – регулятор расхода масла; 13 – масляный бак; 14 – нагреватель масла; 15 – датчик частоты вращения ротора; 17 – расходомерное сопло компрессора; 21 – ресивер; 24 – фильтр масляный; 25 – насос масляный; 26 – электродвигатель насоса масляного; 27, 29, 30, 36, 38 – клапаны; 31 – пусковой ресивер; 32 – камера сгорания; 33 – рабочая форсунка; 34 – ресивер; 35 – кран подвода воды; 37 – водомасляный теплообменник; 39 – блок зажигания со свечами зажигания; 40 – пусковая форсунка; 41 – электродвигатель ТНВД; 43 – сопло расходомерное турбины; 44 – кран включения подачи топлива; 45 – топливоподкачивающий насос ТНВД; 46 – ТНВД; 47 – фильтр топливный; 50 – дроссельная заслонка перед турбиной; 51 – отсечной клапан; 52 – кран подачи воздуха от стационарного компрессора Трубопроводы воздушной и газовой магистралей обеспечивают подачу и отвод воздуха от компрессорной и турбинной ступеней ТКР. В трубопроводах размещены органы регулирования режимами работы ТКР (заслонки за компрессором 2 и перед турбиной 50).
Безмоторный стенд имеет автоматизированную систему управления, благодаря которой все стендовые системы и агрегаты управляются специальной программой управления. Схема сбора данных и управления работой стенда представлена на рис. 3.2.
Для измерения расхода воздуха через компрессор используется сопло 17. Величина расхода воздуха определяется расчетным путем по формуле
Расход газа через турбину определяется как сумма расходов воздуха и топлива. Для измерения расхода воздуха используется сопло 43. Величина расхода воздуха через турбину определяется также расчетным путем по формуле
Величина расхода топлива поступает в программу управления стендом по протоколу передачи данных CAN из электронного блока управления, который осуществляет управление топливным насосом высокого давления стенда.
Согласно [15], измерение давлений воздуха на входе и выходе из компрессора, а также газов на входе и выходе из турбины проводится в трубопроводах, имеющих ту же форму и площадь поперечного сечения, что и присоединительные патрубки ТКР. Расстояние сечений для измерения давлений от входных и выходных патрубков ТКР до места замера не превышает размера одного диаметра внутренних отверстий этих патрубков.
Для измерения статического давления на трубопроводах выполнены отборные отверстия диаметром 0,81 мм. Отборные отверстия выполнены с острыми кромками без заусенцев и фасок. Отбор давления проводится на прямых участках трубопровода. В каждом сечении равномерно располагаются по три отверстия (точки измерений), которые объединяются в один кольцевой коллектор, присоединенный к соответствующему датчику давления.
Измерение температур основано на теплообмене между измеряемой средой и чувствительным элементом измерительного прибора с последующим преобразованием температуры чувствительного элемента в другие удобные величины. Используются датчики с электрическими выходными сигналами – термоэлек 82 трические преобразователи (хромель-алюмелевые термопары) для измерений до 1000 С и термопреобразователи сопротивления (платиновые) до 250 С. С целью повышения точности измерений в каждом сечении устанавливается по три датчика для измерения температуры. Также следует отметить, что датчики для измерения температур располагаются за местом отбора давления.
Исследование теплового состояния подшипникового узла без маслораспределительных канавок
Анализом полученных результатов установлено, что при работе дизеля на номинальном режиме температура корпуса подшипников ТКР в зоне расположения втулки радиального подшипника со стороны компрессора (т. 5 и 6) была ниже температуры корпуса подшипников в зоне расположения втулки со стороны турбины (т. 7 и 8), а именно в т. 5 и 6 она составляла 116 и 113 С, а в т. 7 и 8 – 133 и 115 С соответственно. Разница достигала 20 С. Температура масла на входе в узел подшипников составляла 100 С, на выходе – 126 С. Таким образом, установлено, что тепловое состояние радиального подшипника при работе ТКР на номинальном режиме дизеля является оптимальным.
Температура осевого подшипника (т. 3 и 4) составляла 119120 С. Эта величина несколько выше температуры корпуса подшипников в зоне расположения втулки радиального подшипника со стороны компрессора (т. 5 и 6), что объясняется непосредственным контактом осевого подшипника с более нагретой крышкой компрессора и корпусом подшипников. Очевидно также, что более высокий нагрев осевого подшипника объясняется достаточно высокими осевыми нагрузками на подшипник и выделением тепла от трения. Стоит отметить, что при этом температура осевого подшипника ниже температуры корпуса подшипников в зоне расположения втулки радиального подшипника со стороны турбины.
Также получено, что температура корпуса подшипников в зоне посадки уплотнительного кольца со стороны турбины в т. 15 и 16 составляет 244 и 252 С, что объясняется подогревом от турбинной ступени. При таких условиях возможно закоксовывание масла, что может привести к выходу уплотнения из строя, с последующей течью масла и прорывом газа.
Сравнительным анализом результатов расчета и эксперимента установлено, что полученные расчетные данные сходятся с экспериментом и описывают реальные условия нагрева узла подшипников ТКР.
Анализом полученных результатов установлено, что после останова двигателя температура крышки компрессора в месте посадки уплотнительного кольца (т. 1, 2) и корпуса подшипников в зоне посадки уплотнительного кольца со стороны турбины (т. 15, 16) понижаются в т. 1 с 158 до 145 С и в т. 2 с 158 до 135 С в течение 1,5 мин; а также в т. 15 с 245 до 235 С и в т. 16 с 238 до 230 С в течение 1-й мин. Далее температура в т. 15 и 16 резко возрастает и достигает своего максимума соответственно 315 и 324 С к 9-й мин после останова двигателя. В т. 1 и 2 температура аналогично повышается до 161 и 159 С соответственно к 18-й мин. После этого наблюдается плавное понижение представленных температур.
Анализом установлено, что температура корпуса подшипников вблизи втулок радиального подшипника изменяется по следующей закономерности: - на втулке со стороны турбины: в т. 7 в течение 0,5 мин температура практически не изменяется и составляет 132 С, а далее быстро возрастает и достигает к 13-й мин 272 С. В т. 8 в течение 1-й мин температура аналогично практически не меняется (113 С) и начинает возрастать достигнув к 13-й мин 280 С. - на втулке со стороны компрессора: в т. 5 в течение 1-й мин температура незначительно возрастает с 116 до 118 С и далее повышается более ускоренно и достигает максимума 190 С к 16-й мин. В т. 6 аналогичная картина: в течении 1-й мин температура незначительно повышается с 112 до 113 С и далее ускоренно возрастает достигая 193 С к 16-й мин.
Изменения температур на осевом подшипнике аналогичны. В т. 3 и 4 в течении 1-й мин температура идентично незначительно понижается с 120 до 117 С и далее возрастает, причем в т. 3 до 6-й мин рост более высок. Наибольшее значение достигается на 18-й мин и составляет 172 С.
Максимальная температура наблюдается в т. 17. В течение 0,5 мин после останова двигателя температура в т. 17 не изменяется и составляет 455 С, а далее ускоренно падает вниз и через 1 мин после останова двигателя достигает 305 С. Начиная с этого момента температура в этой зоне возрастает и достигает 330 С к 8-й мин, после чего наблюдается опять снижение.
Закономерность изменения температуры корпуса подшипников в т. 9, 10, 11, 12, 13, 14 в целом идентична. В течение 1-й мин наблюдается понижение и далее рост до максимального значения. В т. 9 на 15-й мин максимальное значение составляет 225 С, в т. 10 на 9-й мин 212 С, в т. 11 на 9-й мин 295 С, в т. 12 на 9-й мин 280 С, в т. 13 на 10-й мин 312 С и в т. 14 на 8-й мин 332 С. Температура в данной зоне определяется теплопередачей от турбинной ступени.
Таким образом, было установлено, что температурное состояние ТКР после останова дизеля вследствие отсутствия охлаждения маслом определяется в основном теплопередачей от турбинной ступени.
По результатам выполненных исследований теплового состояния подшипникового узла ТКР можно сделать следующие выводы: 1) При работе на номинальном режиме дизеля мощностью 270 кВт температура корпуса подшипников в зоне установки втулок радиального подшипника не превышает 135 С, что является оптимальным тепловым состоянием. Температура корпуса подшипников в зоне установки уплотнительного кольца со стороны турбины составляет 252 С. Установлено, что при данной температуре возможно закоксовывание масла, что может привести к выходу уплотнения из строя, с последующей течью масла и прорывом газа. 2) Резкий останов двигателя после работы на номинальном режиме оказывает негативное влияние на дальнейшую работоспособность ТКР: температура корпуса подшипников вблизи вращающейся втулки радиального подшипника со стороны турбины через 13 мин после останова достигает 280 С, а температура корпуса подшипников в месте посадки уплотнительного кольца со стороны турбины к 9-й мин составляла 324 С. В данных условиях возможно появление следов закоксовывание масла, что может привести к дефекту ТКР. Таким образом, рекомендуется поддерживать работу двигателя на режиме холостого хода в течение 15 мин до его полного останова с целью охлаждения деталей ТКР.
