employee
Russian Federation
employee from 01.09.2014 until now
Himki, Moscow, Russian Federation
employee
Kazan, Kazan, Russian Federation
UDK 62 Инженерное дело. Техника в целом. Транспорт
UDK 63 Сельское хозяйство. Лесное хозяйство. Охота. Рыбное хозяйство
GRNTI 68.85 Механизация и электрификация сельского хозяйства
The problem of increasing the unit power of the engine without making changes to its design is solve by using a turbo supercharger. However, due to the intensity of the turbochargers operating mode, which are characterized by engine speed variability due to changing load indicators during operation (the number of rotor revolutions varies from 30000 min-1 to 120000 min-1, engine exhaust gases have a temperature of about 7500C), there is a need to improve the efficiency of the turbocharger bearing lubrication system. The purpose of the research is to ensure the operability and increase the reliability of turbochargers of diesel engines. To achieve this goal, a constructive solution for the lubrication system of the bearing assembly was propose, i.e., a membrane-type hydraulic accumulator was structurally provided in the lubrication system of the bearing assembly. Experimental studies were conduct to identify the operability and effectiveness of this constructive solution. The experiment was carried out on the KAMAZ-740 engine, the turbocharger shaft drive was carried out in normal mode, that is, from exhaust gases. L-02-40 fuel was use, SAE 10W–40 API was use as a lubricant. The turbocharger shaft speed varied from minimum to maximum by changing the engine speed and then stopping it. During the experiments, the following parameters of the turbocharger operation were measure: the duration of inertial rotation of the turbocharger rotor; the duration of pressure reduction in the turbocharger lubrication system. The dependences of the influence of the duration of the pressure drop in the turbocharger lubrication system and the duration of rotation of the turbocharger shaft by inertia with parallel inclusion of the accumulator in its lubrication system and in the normal mode of lubrication of the bearing are reveal. It is established that the installation of a device for feeding the turbocharger bearing during a sharp reduction in engine speed will increase the run-out of the turbocharger rotor from 30 to 65 s while maintaining the normal operating mode of the turbocharger lubrication system
turbocharger, bearing assembly, lubrication system, hydraulic accumulator
Введение. Назначение турбокомпрессора двигателя внутреннего сгорания в первую очередь определяет повышение их мощности, одновременно достигается улучшение экологичности, экономичности и технико-эксплуатационных показателей самодвижущихся машин [1, 2, 3]. В свою очередь, использование турбокомпрессора связано с такими особенностями его функционирования, как изменчивость частоты вращения двигателя в зависимости от варьирующих в процессе эксплуатации нагрузочных характеристик (количество оборотов вала турбокомпрессора может достигать от 30 до 120 тыс. мин.-1) и высокая температура выхлопных газов, участвующих в процессе работы турбокомпрессора (до 750 °С) [4, 5].
Результаты изучения надежности функционирования турбокомпрессора свидетельствуют, что до 30 % отказов происходит из-за нарушения работоспособности подшипникового узла. Это объясняется тем, что при резком увеличении частоты вращения двигателя и его остановке, режим смазывания подшипника турбокомпрессора изменяется с жидкостного на полужидкостной. В результате чего, вал турбокомпрессора начинает вращаться с касанием корпуса подшипника, что приводит к резкому повышению их износа. Дальнейшее развитие этого процесса сопровождается увеличением биения вала, касанием крыльчаток корпуса турбокомпрессора и внезапным отказом [6]. Поэтому одно из основных условий обеспечения работоспособности всего турбокомпрессора – повышение эффективности смазочной системы [7, 8, 9].
В результате анализа существующей последовательной схемы смазочной системы турбокомпрессора, которая входит в смазочную систему двигателя, выявлено, что в ситуациях резкого снижения оборотов двигателя и полной его остановки не обеспечивается штатный режим теплоотвода от подшипника турбокомпрессора, что служит основной причиной повышения износа в подшипниковом узле и потери работоспособности всего турбокомпрессора [10, 11, 12].
Основные направления решения этой проблемы – изменение конструкции подшипникового узла турбокомпрессора, совершенствование схем его обеспечения смазочным материалом, снижение теплонапряженности [13, 14]. Эти подходы широко используют в производстве и их эффективность доказана в условиях эксплуатации автомобилей и железнодорожных локомотивов [15]. Однако в сельском хозяйстве из-за периодических изменений режимов работы двигателя не обеспечивается эффективное смазывание подшипника турбокомпрессора [16, 17, 18].
Цель исследований – обеспечение работоспособности и повышение безотказности турбокомпрессора дизельного двигателя путем модернизации смазочной системы подшипникового узла.
Условия, материалы и методы. Повышение работоспособности и безотказности турбокомпрессоров связано с модернизацией системы смазки подшипникового узла [19]. Для достижения этой цели необходимо решить следующие задачи: предложить конструктивное решение усовершенствованной системы смазки подшипникового узла; выявить зависимости влияния продолжительности падения давления в смазочной системе турбокомпрессора и продолжительности вращения вала турбокомпрессора по инерции при параллельном включении гидроаккумулятора в систему смазки.
Для обеспечения требуемого режима смазки подшипников турбокомпрессоров и снижения теплонапряженности деталей при перегрузках двигателей внутреннего сгорания разработана усовершенствованная смазочная система турбокомпрессора, которая предусматривает конструктивное решение увеличения эффективности работы подшипника турбокомпрессора путем параллельного включения в смазочную систему гидроаккумулятора (см. рисунок). Он предназначен для сохранения штатного режима смазки после остановки двигателя и во время временных его перегрузок.
Модернизированная смазочная система подшипника турбокомпрессора работает следующим образом. После запуска двигателя под давлением открывается обратный клапан 1, масло начинает поступать в подшипник 7. При достижении давления масла в магистрали требуемого уровня открывается обратный клапан 2, что обеспечивает заряд гидроаккумулятора 3. После остановки двигателя давление масла в магистрали снижается, при этом открывается обратный клапан 6, смазочный материал начинает поступать из гидроаккумулятора 3 в подшипник турбокомпрессора 7 до полной остановки вала турбокомпрессора 8.
Для проверки эффективности, предложенного конструктивного решения и оценки влияния изменений, внесенных в штатную систему смазки турбокомпрессора, были проведены экспериментальные исследования в лабораторных условиях.
Для этого предварительно были определены исходные параметры (минимальное и максимальное рабочее давление, обеспечивающее номинальные условия функционирования подшипника турбокомпрессора после остановки двигателя; требуемая емкость и конструктивные размеры) и проведены конструктивные расчеты гидроаккумулятора.
Требуемый объем гидроаккумулятора Vk (м3), обеспечивающий штатный режим смазки подшипника, определяется из выражения:
(1)
где Vn – расчетный объем масла, обеспечивающий штатный режим смазки подшипника, при изменении давления в смазочной системе от Рмах до Pmin, м3;
Рмах, Pmin – максимальное и минимальное давления, МПа.
Емкость газового пространства в гидроаккумуляторе VГ (м3), определяется из формулы:
(2)
Поскольку гидроаккумулятор имеет цилиндрическую форму, диаметр и длина цилиндра рассчитываются исходя из оптимального их соотношения (Lткр /dткр):
(3)
где Lткр – длина цилиндра гидроаккумулятора, м;
kц – соотношение длины к диаметру цилиндра гидроаккумулятора, м;
dткр – диаметр цилиндра гидроаккумулятора, м.
Диаметр цилиндра гидроаккумулятора можно определить по следующей формуле:
(4)
В результате расчетов было установлено, что оптимальный полезный конструктивный объем гидроаккумулятора составляет 0,004 м3; объем газового пространства – 0,002 м3; диаметр цилиндра гидроаккумулятора – 0,172 м, длина цилиндра – 0,258 м.
Эксперименты проводили с целью установления факта работоспособности конструкции с использованием гидроаккумулятора в системе смазки турбокомпрессора и определения закономерностей влияния времени падения давления масла в системе смазки после остановки двигателя на продолжительность вращения вала турбокомпрессора при различных оборотах двигателя.
Установка для проведения исследований была собрана в лабораторных условиях. В процессе экспериментов были определены масляное давление в подшипнике турбокомпрессора; продолжительность вращения вала турбокомпрессора после остановки двигателя.
Все замеры осуществляли при штатной системе смазки турбокомпрессора и при параллельном подключении к ней смазки гидроаккумулятора. Частоту вращения двигателя определяли с использованием блока диагностического оборудования ИМДЦ, продолжительность вращения вала турбокомпрессора – с использованием автостетаскопа и секундомера. Точность всех приборов и оборудования соответствовала ГОСТ 14846-81.
Эксперимент проводили на двигателе КамАЗ-740, привод вала турбокомпрессора осуществлялся в штатном режиме, то есть от выхлопных газов. Использовали топливо Л-02-40, в качестве смазочного материала – SAE 10W-40 API. Частоту вращения вала турбокомпрессора варьировали от минимальной до максимальной путем изменения оборотов двигателя с последующей его остановкой.
До проведения опыта, для определения работоспособности турбокомпрессора, был проведен замер давления наддува в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя турбокомпрессора ТКР 7С-9. Его результаты (см. табл.) свидетельствуют, что во всех режимах работы двигателя параметры турбокомпрессора находились в допустимых пределах [13].
Результаты и обсуждение. В результате совместной математической обработки величин показателей давления в системе смазки турбокомпрессора после остановки двигателя (P) и времени выбега ротора турбокомпрессора (t) были получены их зависимости:
остановка ДВС при nд=2700 мин-1
(5)
(коэффициент корреляции Rр=0,468 и ошибка mR =0,151);
остановка ДВС при nд= 1650 мин-1
(6)
(коэффициент корреляции Rр=0,621 и ошибка mR =0,194);
остановка ДВС при nд=670 мин-1
(7)
(коэффициент корреляции Rр=0,544 и ошибка mR =0,124).
Теснота связи в зависимостях (5, 6, 7) определена коэффициентом корреляции R. Его значимость оценивали показателем ошибки коэффициента корреляции mR из следующего условия [20]:
R>3·mR (8)
В результате лабораторных исследований выяснилось, что при штатном режиме смазывания подшипника турбокомпрессора во всех трех режимах работы время падения давления в смазочной системе после остановки двигателя составило 10 с. При этом вал турбокомпрессора продолжал вращаться, то есть через 10 с после остановки двигателя в подшипнике формировался полужидкостной или сухой режим смазывания.
При параллельном включении в систему смазки турбокомпрессора гидроаккумулятора время падения давления при nд=2700 мин-1 составило 65 с, при nд=1600 мин-1 – 40 с, при nд=670 мин-1 – 30 с. Во всех трех случаях давление масла в системе смазки подшипника турбокомпрессора в конце выбега ротора составило 0,04 МПа.
Продолжительность вращения вала турбокомпрессора при штатной схеме смазочной системы после остановки двигателя при трех скоростных режимах, составляет соответственно – 40, 35 и 20 с. Параллельное включение гидроаккумулятора в смазочную систему турбокомпрессора увеличивает время выбега до 65 с.
Выводы. Для обеспечения требуемого режима смазки подшипников турбокомпрессоров и снижения теплонапряженности деталей при перегрузках двигателей внутреннего сгорания разработана усовершенствованная система смазки. Гидроаккумулятор мембранного типа должен иметь следующие конструктивные параметры: полезный конструктивный объем – 0,004 м3; объем газового пространства – 0,002 м3; диаметр цилиндра гидроаккумулятора – 0,172 м, длина цилиндра – 0,258 м.
В случае остановки двигателя при частоте вращения nд=2700 мин-1 использование гидроаккумулятора обеспечивает поддержание давления до 65-й секунды выбега ротора, при nд=1600 мин-1 – до 40-й секунды, при nд=670 мин-1 – до 30-й секунды выбега. При этом давление составляет 0,04 МПа. Параллельное включение гидроаккумулятора в смазочную систему турбокомпрессора обеспечит масляную подпитку подшипников при резком сокращении оборотов коленчатого вала во время перегрузок двигателя, что подтверждает увеличение времени выбега ротора турбокомпрессора от 30 до 65 с, при этом штатный режим подачи и давления масла сохраняются.
1. Khaliullin FKh, Galiev IG. [Taking into account the operating conditions of vehicles when determining the standards of technical operation]. Vestnik Kazanskogo gosudarstvennogo agrarnogo universiteta. 2011; Vol.6. 2 (20). 106-108 p.
2. Khusainov RK, Galiev IG. [Substantiation of resource consumption of tractor aggregates and systems taking into account a differentiated approach when assigning technological operations for the planned period]. Vestnik Kazanskogo gosudarstvennogo agrarnogo universiteta. 2013; Vol. 8. 2 (28). 73-76 p.
3. Galiev IG, Mukhametshin AA, Iskhakov IR. [Management of equipment performance taking into account the conditions of agricultural production]. Vestnik Kazanskogo gosudarstvennogo agrarnogo universiteta. 2010; Vol. 5. 3 (17). 86-88 p.
4. Belinsky A, Ziganshin B, Valiev A. Theoretical investigation of increasing efficiency of combine harvester operation on slopes. Engineering for rural development. 2019; 206-213 p.
5. Varnakov DV, Didmanidze ON. [Theoretical foundations of the concept of technical service of machines according to the actual state based on the assessment of their parametric reliability]. Agrarnaya nauka Evro-Severo-Vostoka. 2017; 2 (57). 67-71 p.
6. Galiev IG, Ziganshin BG, Abdrakhmanov RK. [Substantiation of the level of differentiation of agricultural work on tractors]. Tekhnika i oborudovanie dlya sela. 2017; (10). 28-31 p.
7. Didmanidze ON, Mityagin GE, Karev AM. The development of the automobile transport in agriculture. TAE 2016 - Proceedings of 6th International Conference on Trends in Agricultural Engineering. Prague: Czech University of Life Sciences Prague. 2016.; 138-149 p.
8. Didmanidze ON, Devyanin SN, Parlyuk EP. [Agricultural tractor: yesterday, today, tomorrow]. Agrarnaya nauka Evro-Severo-Vostoka. 2020; Vol. 21. 1. 74-85 p. doi:https://doi.org/10.30766/2072-9081.2020.21.1.74-85.
9. Aldoshin N, Didmanidze O, Mirzayev B. Harvesting of mixed crops by axial rotary combines. TAE 2019 - Proceeding of 7th International Conference on Trends in Agricultural Engineering. Prague: Czech University of Life Sciences Prague, 2019; 20-25 p.
10. Didmanidze ON, Khakimov RT, Parlyuk EP. [Test results of the polymer radiator of the MTZ-80 tractor cooling system]. Sel'skokhozyaistvennye mashiny i tekhnologii. 2020; Vol. 14. (1). 55-60 p. doi:https://doi.org/10.22314/2073-7599-2020-14-1-55-60.
11. Didmanidze ON, Varnakov DV, Varnakov VV. [The concept of technical service on the actual state of machines based on the assessment of their parametric reliability]. Vestnik Federal'nogo gosudarstvennogo obrazovatel'nogo uchrezhdeniya vysshego professional'nogo obrazovaniya “Moskovskii gosudarstvennyi agroinzhenernyi universitet imeni V.P. Goryachkina”. 2016; 2 (72). 51-57 p.
12. Didmanidze ON, Afanas'ev AS, Khakimov RT. [Investigations of the heat release indicators of gas engines]. Zapiski Gornogo instituta. 2018; Vol.229. 50-55 p. doi:https://doi.org/10.25515/PMI.2018.1.50.
13. Burtsev AYu. [Improving the operational reliability of turbocompressors of internal combustion engines]. Materialy III mezhdunar. nauch.-tekhn. konf. “Dostizheniya nauki - agropromyshlennomu proizvodstvu” pod red. d.t.n. N.S. Sergeeva. Chelyabinsk: Chelyabinskaya gosudarstvennaya agroinzhenernaya akademiya. 2013; 28-34 p.
14. Plaksin AM, Gritsenko AV, Burtsev AYu. [Justification of the design and operating parameters of the turbocompressor oil accumulator]. Problemy ekspluatatsii i ekonomichnosti dvigatelei vnutrennego sgoraniya: mater. mezhgosud. nauchn.-tekhn. seminara. Saratov: FGOU VPO “Saratovskii GAU im. N.I. Vavilova”. 2009; Issue 21. 61-63 p.
15. Kruglov MG, Mednov AA. Gazovaya dinamika kombinirovannykh dvi¬gatelei vnutrennego sgoraniya. [Gas dynamics of combined combustion engines]. Moscow: Mashinostroenie. 1988; 360 p.
16. Plaksin AM, Burtsev AYu, Gritsenko AV. [Lubrication system of a turbo-compressor with electronic control]. APK Rossii. 2015; Vol.73. 90-98 p.
17. Savel'ev GM, Lyamtsev BF, Aboltin EV. Opyt dovodki i proizvodstva turbokompressorov avtomobil'nykh dvigatelei. [Experience in the development and production of turbochargers for automobile engines]. Moscow: In-t povysheniya kvalifikatsii rukovodyashchikh rabotnikov i spetsialistov avtomob. prom-sti. 1986; 123 p.
18. Stechkin BS. Teoriya teplovykh dvigatelei. Izbrannye trudy. [Heat engine theory. Selected papers]. Moscow: Nauka. 1977; 412 p.
19. Kolchin AI, Demidov VP. Raschet avtomobil'nykh i traktornykh dvigatelei. 2-e izd. [Calculation of automobile and tractor engines]. Moscow: Vyssh. shk. 1980; 400 p.
20. Krastin' OP. Metody analiza regressii i korrelyatsii. [Methods for the analysis of regressions and correlations]. Riga: TsSU SM Latviiskoi SSR. 1970; 347 p.
