Россия
Россия
сотрудник
Основные причины нарушения работоспособности ДВС с турбонаддувом – высокие динамические нагрузки, значительные тепловые нагрузки в зонах трения, износ элементов турбокомпрессора, перегрев узлов и систем, масляное голодание и др. Исследования проводили с целью совершенствования методики диагностирования турбокомпрессоров путем анализа чувствительности изменения времени выбега вала ротора турбокомпрессора при варьировании входных параметров давления, температуры масла и начальной температуры процесса выбега. Основной объект проведения испытаний – турбокомпрессор К27-145, устанавливаемый на автомобили КаМАЗ. Уровни варьирования частот вращения выбирали из условия обеспечения максимальной частоты – 75000 мин-1, частоты соответствующей средним нагрузкам – 50000 мин-1 и минимальной, при которой давление наддува поднимается до уровня атмосферного давления – 25000 мин-1. Эксперимент проводили в широких пределах изменения входных параметров масла: давление – 0,1…0,4 МПа, температура – 50…90 0С. Получено условие для безаварийной работы подшипников турбокомпрессора с учетом прокачки масла при запуске двигателя, позволяющее определять границы работоспособности турбокомпрессоров и гарантированно исключать отказные случаи. Время выбега ротора турбокомпрессора К27-145 при частотах вращения 25000, 50000 и 75000 мин-1 составляет соответственно – 10,3…14,8 с; 28,1…34,4 с; 38,6…47,1 с. Чувствительность времени выбега с возрастанием частоты вращения от 25000 до 75000 мин-1 с вариацией в 25000 мин-1 повышается и составляет 6,6…8,3 с/МПа; 10,6…14,3 с/МПа; 12,0…18,6 с/МПа. Контроль параметров чувствительности времени выбега позволяет в заводских условиях определять качество процесса сборки и обкатки узлов турбокомпрессора, в эксплуатации – правильность функционирования и ресурс турбокомпрессора.
турбокомпрессор, турбонаддув, диагностирование, техническое состояние, выбег, давление, неисправность
Введение. На современном этапе высокотехнологичного машиностроения важным приоритетом и одним из главных условий достижения высокой выходной мощности автотракторных средств при сохранении высокой экологичности служит оснащение автотракторных средств турбонаддувом [1, 2]. Однако их установка приводит к существенному росту температурных условий работы систем и узлов двигателя внутреннего сгорания (ДВС), ухудшению нагрузочных режимов [3, 4]. В свою очередь это требует применения более качественных эксплуатационных материалов и точного соблюдения регламента ТО и ТР. В то время как атмосферные ДВС неприхотливы с точки зрения эксплуатационных материалов и сроков их замены [5, 6]. Любые нарушения регламента ТО и ТР транспортных средств с турбонаддувом приводят к существенному снижению ресурсных параметров ДВС [7, 8].
Рис. 1 – Процентное распределение причин отказов турбокомпрессора, %: 1) недостаток масла; 2) нарушение температурного режима; 3) выработка сроков замены смазки; 4) другие причины; 5) отказ топливных форсунок; 6) нарушение герметичности выпускного коллектора; 7) пониженное качество используемого масла
Значительная доля отказов турбокомпрессора (ТКР) приходится на проблемы с маслом [9, 10], что в свою очередь служит главной причиной, сдерживающей распространение турбонаддува. Особенно это касается автотракторостроения Российской Федерации в условиях ограниченности качественных расходных материалов. Производство автомобилей, систем, запчастей на 2022 г. в РФ по многим позициям снижено на 40…60 % (https://www.autostat.ru/infographics/54346/). Несмотря на то, что атмосферные ДВС менее чувствительны к качеству моторного масла и срокам его замены, распространение систем автоматического управления фазами газораспределения, гидротолкателей клапанов и механизмов адаптивного регулирования усложняет проблему контроля качества и сроков его выработки.
Рис. 2 – Структура неисправностей ДВС N (доля неисправностей от их общего числа) при исследованиях в 2011–2017 гг. и 2018–2022 гг., %: 1) стартер и проводка; 2) опоры и подушки крепления двигателя; 3) система натяжения ремня газораспределительного механизма; 4) кривошипно-шатунный механизм; 5) клиновые ремни приводных механизмов; 6) система впуска и выпуска; 7) система смазки; 8) система зарядки аккумуляторной батареи; 9) головка блока цилиндров; 10) свечи системы зажигания; 11) система рециркуляции отработавших газов; 12) сальниковые уплотнения системы смазки; 13) генераторная установка; 14) газораспределительный механизм; 15) система топливоподачи; 16) система охлаждения двигателя; 17) система управления электронными компонентами и зажиганием
В то же время в последние годы наблюдается повышение надежности отдельных систем ДВС (рис. 2), в том числе систем топливоподачи на 10…15 %, охлаждения двигателя – на 7…10 %, управления электронными компонентами и зажиганием – на 10…20 %. Более совершенные электронные системы и устройства обеспечивают высокий ресурс ДВС. В частности, пробег до списания лучших автотракторных средств составляет 1…1,5 млн км. Однако ресурсные параметры узлов и деталей в силу ряда условий могут существенно отличаться от эталонных [11].
Ранее были проведены исследования автономных систем смазки подшипников турбокомпрессора при одновременном контроле параметров выбега его ротора и сделаны выводы о границах работоспособности турбокомпрессоров, их тепловых режимах, условиях трения [5, 12], рассмотрены технические средства обеспечения жидкостных условий трения подшипников турбокомпрессора при существенно сниженных температурах сопряжений [1, 2, 3], раскрыты особенности расчета параметров процесса смазки, трения и тепловыделения в узлах трения турбокомпрессоров современных автотракторных средств, в том числе при их остановке в условиях недостаточного количества смазки [7] и др. Однако в этих материалах не раскрывается сложная взаимосвязь чувствительности, точности и достоверности параметров выбега при изменении температурных параметров, величин давления и др.
Цель исследования – совершенствование методики диагностирования турбокомпрессоров путем анализа чувствительности изменения времени выбега вала ротора турбокомпрессора при варьировании входных параметров давления, температуры масла и начальной температуры процесса выбега.
Условия, материалы и методы. Процесс выбега ротора турбокомпрессора зависит от множества конструктивных и режимных параметров [2, 4]. Кроме того, определенное влияние на него оказывает внутреннее трение слоев масла при существенной вариации температурных режимов процесса смазки [4].
При условии реализации жидкостного трения в зазоре вал ротора ТКР – подшипник силу трения можно рассчитать по формуле:
, (1)
где 
– площадь поверхности трения, м2; µ – вязкость масла, кг∙с/м2; υ – скорость относительного движения взаимодействующих поверхностей, м/с; h – толщина масляного слоя, м.
Из формулы (1) видно, что с уменьшением площади поверхности трения и увеличением толщины масляного слоя сила трения уменьшается, а с ростом скорости относительного движения взаимодействующих поверхностей – увеличивается.
В триботехнических исследованиях интенсивность адгезионного изнашивания можно определить из выражения:
, (2)
где К – коэффициент износа пары трения (в том числе вал ТКР – подшипник); l – путь проходящий валом ТКР по вкладышу (путь скольжения), м; f – коэффициент трения; Р – усилие, возникающее на валу при его вращении, Н; 
– диаметр образованный площадью адсорбированной молекулы, м; 
– объемный износ при рассмотрении слоя контакта, м3/м; 
– величина давления начала текучести одного из контактирующих материалов, Па; 
– период колебания адсорбированной молекулы, с; Q – теплота процесса адсорбции, Дж/моль; R – универсальная газовая постоянная, Дж/(моль∙К); Т – температура исследуемой зоны процесса трения, 0С.
Коэффициент трения в случае процесса граничной смазки рассчитывается по формуле:
, (3)
где 
– значение величины непосредственного контакта вала с подшипником, %; 
– коэффициент трения при непосредственном контакте вала с подшипником; 
– коэффициент трения при наличии масла в зазоре вала с подшипником.
Подставим формулу для вычисления коэффициента трения (3) в уравнение (2). В итоге получим:
, (4)
где 
– временной этап проходящий с момента запуска ДВС до поступления масла в зазор вал ТКР – подшипник, с.
Значение можно вычислить по формуле:
, (5)
где 
– объем системы смазки с учетом сложности конфигурации, л; 
– остаточное количество масла перед очередным пуском ДВС, л; 
– расход масла через фильтрационную систему, л/мин; 
– коэффициент, учитывающий волновые явления открытия и перепуска масла через клапан фильтра; 
– расход масла через элементы перепуска в фильтре (в случае загрязнения фильтра и по мере увеличения его сопротивления его величина возрастает), л/мин.
Известно, что часть масла после остановки ДВС остается в рабочем зазоре подшипника ТКР и при очередном пуске, обеспечивает жидкостный режим трения. Однако многое зависит от начальных условий пуска, температуры и прокачиваемости масла, задержки воспламенения топливно-воздушной смеси. В случае нарушения пускового режима и длительной подготовке температура рабочего зазора вал ТКР – подшипник может превысить критический предел 
. В этом случае значительно интенсифицируется адгезионное изнашивание. Крайним случаем служит схватывание и приваривание поверхности вала ТКР к подшипнику.
Условие, при котором будет гарантированно обеспечиваться запуск ДВС и безаварийная работа ТКР, можно представить в виде:
, (6)
где 
– исходная температура сопряжения перед началом пуска ДВС, 0С; 
– градиент повышения температуры при реализации пуска, 0С/с.
Безаварийная работа ТКР в течение длительного срока главным образом обусловлена контролем изменения градиента повышения температуры рабочего сопряжения. Из физики теплопередачи известно, что:
, (7)
где 
– количество теплоты, выделяемое при трении сопряжений, Дж; 
– теплоемкость сопряжения вал ТКР – подшипник, Дж/0С.
Количество выделяемой теплоты в сопряжении вал ТКР – подшипник зависит от мощности, затрачиваемой на трение 
:
, (8)
где 
– коэффициент, определяющий долю трансформации механического трения в тепловой процесс, %; – мощность, затрачиваемая на преодоление трения, Вт; Р – давление в рабочем зазоре, Па; 
– скорость относительного движения, м/с; 
– коэффициент трения.
Теплоотвод от поверхности трения в окружающую среду определяется выражением:
, (9)
где 
– коэффициент теплоотдачи от поверхности трения, Вт/(м²·К); Т – температура контактирующих поверхностей в зоне трения, 0С; 
– температура окружающей среды, 0С.
Так как составляющую в уравнении (7) можно представить в виде разности 
, имеем:
, (10)
С учетом предварительных преобразований можно записать результирующее условие безаварийной работы пары трения вал ротора – подшипник:
, (11)
где 
и 
– коэффициенты, которые определяют соответственно физико-химические свойства и режимы работы пар трения, %/(Дж/0С) и (Вт/(м²·К))/(Дж/0С).
Выразив из уравнения (11) составляющую , получим:
, (12)
Это выражение представляет собой условие для безаварийной работы подшипников ТКР при любых режимах эксплуатации, используя которое можно определить предельные границы работы ТКР и его возможности.
Рассмотрим особенности изменения времени выбега в процессе эксплуатации турбокомпрессора. В ряде научных работ представлены факторы, влияющие на изменение процесса выбега [4, 8, 12]. В частности, выбег вала ротора ТКР зависит от таких важных параметров, как начальная частота вращения вала ротора ТКР, с которой проводится отчет времени выбега; давление, расход и температура масла, температура корпусных деталей ТКР, вязкостно-температурные характеристики масла и др.
Рис. 3 – Зависимость процесса выбега ТКР (tвыб, с) автомобиля марки КАМАЗ от пробега (L, тыс. км): 1 – с подпиткой ТКР автономной системой смазки; 2 – с классическим исполнением системы смазки.
Н. В. Орлов [12], установил существование взаимосвязи между временем выбега ротора ТКР и пробегом транспортного средства (рис. 3) [12]. Однако на нее оказывают огромное влияние множество факторов условий эксплуатации [4]. Основные из них – нагрузочный и скоростной режим, условия эксплуатации, используемые материалы (масло, фильтроэлемент), качество и своевременность проведения работ по ТО и ТР [13, 14, 15]. Влияние любого из этих факторов может привести к росту износа элементов ТКР и последующему отказу [9]. Поэтому существующие данные (см. рис. 3) следует понимать очень ограниченно для специфических условий усредненной эксплуатации.
При классическом исполнении системы смазки зависимость между временем выбега и пробегом (при R2=0,943) можно записать в виде уравнения:
, (13)
где 
– время выбега вала ротора ТКР транспортного средства с штатной системой смазкой, с; 
– пробег транспортного средства при использовании штатной системы смазки, км.
Результаты анализа данных Н. В. Орлова (см. рис. 3) свидетельствуют о том, что при классическим исполнении системы смазки степень снижения времени выбега происходит гораздо более резко, чем при автономной системе смазки. К точке, соответствующей 72000 км, оно достигает соответственно 18,6 с и 22,8 с.
Однако неизвестно как выбег связан с параметрами масла и режимами функционирования ТКР. Для определения взаимосвязи выбега с параметрами масла воспользуемся методологией анализа чувствительности. Чувствительность диагностического параметра можно определить по выражению:
, (14)
где 
– время выбега вала ротора ТКР; 
– температура масла на входе в подшипник ТКР, 0С, величина входного давления масла в подшипник, МПа или начальное значение частоты вращения вала ротора ТКР, мин-1.
Экспериментальные исследования проводили на полноразмерном стенде с нагрузочным устройством (рис. 4 а) и турбокомпрессором К27-145 с присоединенными средствами контроля (рис. 4 б).
а) б)
Рис. 4 – Установка 4Ч 9,2/8,0: а) полноразмерный стенд с нагрузочным устройством; б) турбокомпрессор К27-145 с присоединенными средствами контроля.
Полноразмерный стенд с нагрузочным устройством представляет собой инжекторный двигатель ЗМЗ-4062, установленный на раму (см. рис. 4 а). К его выпускной системе подсоединен турбокомпрессор К27-145, к входной и выходной магистралям которого подсоединены датчики и измерительные устройства (рис. 4 б).
Все сигналы, регистрируемые в процессе экспериментальной работы, фиксировали в цифровом виде. В качестве средства контроля использовали USB-Autoscope IV (осциллограф Постоловского) с персональным компьютером и интерфейсом, которые эксплуатировали в 4- и 8-канальном режимах работы, в зависимости от числа одновременно фиксируемых параметров. К двум входам осциллографа подсоединяли разъемы термопар, контролирующих входную и выходную температуру масла подшипника ТКР, к третьему каналу – разъем датчика давления APZ 3020, к четвертому – разъем магнитного датчика оборотов ДМ-01. Для дополнительной проверки правильности снимаемой диагностической информации использовали дублирующие приборные средства, по данным которых проводили сравнение результатов контроля.
Исследования осуществляли в соответствии с планом эксперимента по формуле 33 при 5 кратном проведении единичного опыта. Всего было проведено 27 опытов с учетом всех возможных сочетаний выбранных факторов и результирующего отклика.
В экспериментальной работе перед проведением эксперимента задавали следующие диапазоны варьирования входных параметров: температура масла на входе в подшипник ТКР – 50…90 0С; величина входного давления масла в подшипник – 0,1…0,4 МПа; начальная частота вращения вала ротора ТКР – 25000…75000 мин-1.
Результаты и обсуждение. Рассмотрим экспериментально полученную зависимость времени выбега вала ротора ТКР от величины входного давления масла в подшипник при постоянной частоте вращения ротора турбокомпрессора – n=25000 мин-1 (рис. 5).
Рис. 5 – Зависимость времени выбега вала ротора ТКР от величины входного давления масла в подшипник при n=25000 мин-1
Зависимость времени выбега от величины входного давления масла в подшипник при начальной (время отчета выбега учитывается с этой стартовой точки до момента остановки вала ротора ТКР) частоте вращения вала ротора ТКР n=25000 мин-1 имеет ниспадающий характер. Для определения чувствительность величины времени выбега вала ротора ТКР к изменению входного давления масла в подшипник сравним между собой графики построенные по данным, полученным при разных температурах входящего масла (рис. 5). Разность величин tвыб для изменения Твх в диапазоне 50…90 0С составит:
, с
, с (15)
, с
Следовательно:
с;
с;
с.
То есть прибавка времени выбега непрерывно возрастает с увеличением температуры входящего масла.
Объясняется это лучшими качественными условиями смазывания сопряжения вал ротора ТКР – подшипник ТКР. Масло становится менее вязким, приобретает лучшую текучесть и, как следствие, улучшается смазываемость поверхностей трения.
Определим чувствительность времени выбега вала ротора ТКР к величине входного давления масла в подшипник для диапазона изменения Твх =50…90 0С. Для чего запишем формулу (14) в виде:
, с/МПа
, с/МПа (16)
, с/МПа
Подставив в выражения (16) соответствующие данные (см. рис. 5), получим:
с/МПа;
с/МПа;
с/МПа.
Расчеты показывают, что чувствительность времени выбега вала ротора ТКР заметно возрастает по мере роста температуры входящего масла. Контролируя этот параметр можно управлять процессом прогрева двигателя и косвенно определять правильность функционирования ТКР.
Рис. 6 – Зависимость времени выбега вала ротора ТКР от величины входного давления масла в подшипник при n=50000 мин-1.
При начальной частоте вращения вала ротора ТКР n=50000 мин-1 разность величин tвыб для диапазона изменения Твх =50…90 0С составит:
с;
с;
с.
Прирост времени выбега нелинейно возрастает с ростом температуры входного масла:
.
В целом заметна значительная разница времени выбега при n=25000 мин-1 и n=50000 мин-1. Прибавка разности также увеличивается.
Чувствительность времени выбега вала ротора ТКР к величине входного давления масла в подшипник с учетом результатов экспериментов (рис. 6) будет равна:
с/МПа;
с/МПа;
с/МПа.
Таким образом, она заметно возрастает по мере повышения температуры входного масла. Чувствительность времени выбега вала ротора ТКР при n=50000 мин-1 значительно выше, чем при n=25000 мин-1. Относительное увеличение параметра чувствительности составило 36…41 %.
Рис. 7 – Зависимость времени выбега вала ротора ТКР от величины входного давления масла в подшипник при n=75000 мин-1.
Разность величин tвыб для диапазона изменения Твх =50…90 0С при начальной частоте вращения вала ротора ТКР n=75000 мин-1 составит:
с;
с;
с.
Как и для остальных случаев прирост времени выбега нелинейно возрастает с повышением температуры входного масла.
.
Заметна существенная разница времени выбега при n=25000 мин-1, n=50000 мин-1 и n=75000 мин-1. В диапазоне значений 25000…50000 мин-1 прибавка составила 36…41 %, 50000…75000 мин-1 – 20…23 %.
Чувствительность времени выбега вала ротора ТКР к величине входного давления масла в подшипник, рассчитанная на основе экспериментальных данных (рис. 7) будет равна:
с/МПа;
с/МПа;
с/МПа.
Она увеличивается по мере роста температуры входящего масла. Так, разность в диапазонах частот вращения 25000…50000 мин-1 составляет 6 с/МПа, или 41 %, 75000…5000 мин-1 – 4,3 с/МПа, или 23 %.
Выводы. Установлены теоретические зависимости, раскрывающие условие безаварийной работы подшипников вала ротора турбокомпрессора и границы их варьирования в эксплуатации с учетом времени поступления масла к парам трения.
Экспериментально установлены взаимосвязи времени выбега от изменения величины давления масла на входе в подшипник турбокомпрессора. При постоянном значении начальной частоты вращения ротора турбокомпрессора 25000 мин-1 прибавка составила от 2,0 до 2,5 с; при n = 50000 мин-1 – от 3,2 до 4,3 с; при n = 75000 мин-1 – от 3,6 до 5,6 с.
Экспериментально установлены взаимосвязи времени выбега от изменения температуры входного масла в подшипник турбокомпрессора. При постоянном значении начальной частоты вращения ротора турбокомпрессора 25000 мин-1 увеличение составляло 0,5 с; при n = 50000 мин-1 – 1,1 с; при n = 75000 мин-1 – 2,0 с.
С ростом давления масла на входе в подшипник турбокомпрессора при частоте вращения ротора турбокомпрессора 25000 мин-1 чувствительность времени выбега варьировала от 6,6 до 8,3 с/МПа; при n = 50000 мин-1 – от 10,6 до 14,3 с/МПа; при n = 75000 мин-1 – от 12,0 до 18,6 с/Мпа. С ростом температуры масла на входе в подшипник турбокомпрессора при частоте вращения ротора турбокомпрессора 25000 мин-1 она увеличивалась на 1,7 с/МПа; 50000 мин-1 – на 3,7 с/МПа; 75000 мин-1 – на 6,6 с/МПа.
1. Математическая модель индивидуальной системы смазки подшипника турбокомпрессора двигателя внутреннего сгорания / И. Г. Галиев, К. А. Хафизов, Р. Р. Шайхутдинов и др. // Техника и оборудование для села. 2020. № 4 (274). С. 39-43.
2. Галиев И. Г., Хафизов К. А., Халиуллин Ф. Х. Модернизация системы смазки подшипникового узла турбокомпрессора автотракторного двигателя // Вестник Казанского государственного аграрного университета. 2019. Т. 14. № 1 (52). С. 71-76.
3. Определение и обеспечение работоспособности турбокомпрессора / А. Р. Галимов, И. Г. Галиев, К. А. Хафизов и др. // Вестник НГИЭИ. 2021. № 4 (119). С. 42-50.
4. Gritsenko A. V., Shepelev V., Kaliyev B. Studying the Temperature Characteristics of Oil at the Outlet From the K27-145 Turbocharger Rotor Bearing // Tribology in Industry. 2022. Vol. 44. No 4. P. 608-624. doi:https://doi.org/10.24874/ti.1318.06.22.10.
5. Повышение надежности турбокомпрессоров автотракторных двигателей улучшением смазывания подшипникового узла / Г. Г. Гаффаров, Р. Ф. Калимуллин, С. Ю. Коваленко и др. // Вестник Южно-Уральского государственного университета. Серия: Машиностроение. 2015. Т. 15. № 3. С. 18-27.
6. Исследование гидравлического привода клапанов ГРМ / А. В. Максимов, Л. А. Зимина, Н. Р. Адигамов, Б. Г. Зиганшин // Вестник Казанского государственного аграрного университета. - 2022. - Т. 17, № 2(66). - С. 84-91. - DOIhttps://doi.org/10.12737/2073-0462-2022-84-91.
7. Kubich V. I., Zadorozhnaya E. A., Cherneta O. G. Forming laminar flow of engine oil under conditions of high-speed sliding friction // Lecture Notes in Mechanical Engineering. 2020. С. 1137-1153.
8. Расчетно-экспериментальное моделирование агрегатов наддува тепловозного дизеля на стенде / Д. Я. Носырев, Ю. Д. Карышев, А. А. Свечников и др. // Вестник транспорта Поволжья. 2015. № 4 (52). С. 79-82.
9. Исследование работы элементов турбокомпрессора двигателя внутреннего сгорания / В. А. Лущеко, Р. Р. Хасанов, А. Х. Хайруллин и др. // Известия высших учебных заведений. Машиностроение. 2017. № 12 (693). С. 20-29.
10. Fedorov S. V. Nano-Structural Standard of Friction and Wear // Tribology in Industry. 2018. Vol. 40, No. 2. P. 225-238. doi:https://doi.org/10.24874/ti.2018.40.02.06.
11. Адигамов Н. Р., Гималтдинов И. Х. Теория и практика определения остаточного ресурса подшипниковых узлов дробилок кормов // Техника и оборудование для села. 2015. № 10. С. 44-48.
12. Орлов Н. В., Денисов А. С., Асоян А. Р. Снижение теплонапряженности элементов турбокомпрессоров использованием автономной смазочной системы // Научное обозрение. 2013. №8. С. 49-55.
13. Модернизация системы смазки подшипникового узла турбокомпрессора автотракторного двигателя / Галиев И. Г., Хафизов К. А., Халиуллин Ф. Х. // Вестник Казанского государственного аграрного университета. 2019. Т. 14. № 1 (52). С. 71-76.
14. Экспертная система контроля технического состояния автомобилей / А. Д. Шумилин, В. В. Лянденбурский, М. К. Капунова и др. // Научное обозрение. 2016. № 4. С. 85-89.
15. Влияния воздействий прикатывающих катков на обобщенные силы малогабаритной почвообрабатывающей машины / Г. С. Юнусов, Н. Н. Андержанова, А. Р. Валиев, А. В. Алешкин // Вестник Казанского государственного аграрного университета. - 2021. - Т. 16, № 3(63). - С. 98-105. - DOIhttps://doi.org/10.12737/2073-0462-2021-98-105.
