Повышение надежности турбокомпрессоров автотракторных двигателей улучшением смазывания подшипникового узла

Тенденция современного автомобилестроения направлена на постоянное повышение эффективности эксплуатации автомобильного транспорта, в частности – повышение мощностных характеристик двигателей при снижении потребления топлива и выбросов вредных веществ с отработавшими газами [1, 2]. Одним из конструктивных решений, позволяющих достичь значительных улучшений по данным параметрам, является использование турбокомпрессоров (ТКР). Несмотря на то, что проблемам надежности турбокомпрессоров, условиям их работы посвящено значительное количество работ [3–10], сложность конструкции, невысокое качество изготовления и применяемых эксплуатационных материалов, неправильная эксплуатация приводят к преждевременным отказам и выходу из строя ТКР, что значительно ухудшает впоследствии технико-эксплуатационные качества двигателя – значительно снижается мощность и увеличиваются расход топлива и выбросы вредных веществ с отработавшими газами.

Из опыта эксплуатации автомобилей КАМАЗ установлено, что на долю турбокомпрессоров ТКР7Н-1 приходится более 25 % отказов, и они являются одними из самых ненадежных узлов дизелей КАМАЗ 740.11-240. В структуре всех отказов ТКР 7Н-1 80…85 % всех отказов составляет торможение и заклинивание вала ротора вследствие перегрева корпуса ТКР, признаками которого при работе является течь масла со стороны турбины. Наряду с этим происходит сильный перегрев масла, быстрое его старение и образование отложений на деталях турбокомпрессора. Вместе с тем, существующие методы поддержания работоспособности ТКР в эксплуатации сводятся лишь к ограничению режимов работы двигателя с повышенной температурой выхлопных газов, недопущению остановки двигателя без предварительного охлаждения ТКР работой на холостом ходу и недопущению холодных запусков двигателя без подогрева. Проводившиеся ранее в производстве улучшения ТКР не привели к снижению отказов в эксплуатации.

Изучение процессов подачи масла в подшипнико в ый узел (рис. 1, а), а т акже набл ю дения в эксплуатации по низкому наддуву, непродолжительно м у выбегу ротора, недостаточной приемистости ТКР и быстрому старению масла позволили предложить следующий механизм, объясняющий ухудшение смазочного процесса в ТКР [11, 12]. Масло для смазывания и ох л аждения ТКР не может пройти в необходимом количестве через полость, образованн у ю между опорными поясками моновтулки. Этому препятствуют малые проходные сечения, а также действие центробежных сил на масло со стороны вала ротора, вращающегося с частотой до 90 000 мин^–1. Это является причиной перегрева корпуса ТКР, масла и снижения выходных параметров ТКР (низкое избыточное давление 0,06 МПа при высокой температуре газов перед турбиной 680…700 °С), торможения и потери мощности на валу ротора. Рассмотрение процессов с э т ой точки зрения является новым подходом в исследованиях отказов ТКР.

Рис. 1. Схема подшипникового узла: а – серийного; б – предлагаемого

При существующей схеме подвода масла в подш и пниковый узел масло от систем ы смазки двигателя подается под давлением Р м = 0,4 МПа в гидравлическую систему, состоящую из трех объемов (рис. 2, позиции 1, 2, 3).

Рис. 2. Модель взаимодействия масла и вращающегося вала в подшипниковом узле ТКР при возрастании угловой скорости вала

Переход из одного положения микрообъема масла в другой определяется уравнение м Бернулли. В точке 1 энергия микрообъема масла определяется давлением внешней системы Р _м = 0 ,4 МПа.

Переход в замкнутую полость 2 определяется добавлением кинетической энергии от вращения масла вслед за валом с окружной скоростью. Нахождение масла на поверхности вала в точке 3 и прохождение масла в зазоры определяется достаточностью энергии для удержания частиц масла в поверхностном слое. Условием этого является вращение слоя масла с той же окружной скоростью, что и поверхность вала, и, следовательно, превышение внешнего давления над центробежными силами Р м ≥ Р ц /б. Расчеты показывают, что до ω = 8000 рад/с ( n = 84 000 мин^–1) внешнее давление превышает давление от центробежных сил, а при ω ≥ 8000 рад/с они сравниваются. При этом происходит отрыв масла от поверхности вала с образованием области пустот, разрывов и кавитации (позиция 2 на рис. 2). При больших угловых скоростях, в том числе при расчетных ω = 9420 рад/с, проход смазки в зазор проблематичен, и возможно граничное или сухое трение в радиальных и торцевых подшипниках. Это область неустойчивой смазки и отказов подшипникового узла. Вероятно, что область превышения угловой скорости более ω ≥ 8000 рад/с является недопустимой и недостижимой при данной конструкции потому, что вступают в работу увеличивающиеся силы трения в подшипниках, которые замедляют скорость вращения ротора. То есть существует зона саморегулирования 8000 ≤ ω ≤ 9420 рад/с, граничащая с зоной отказов. Таким образом, подшипниковый узел работает на границе отрыва потока и не может развить большую частоту вращения, поскольку создаваемые окружные скорости в поверхностном слое создаются за счет отбора энергии от вала ротора путем его торможения.

В эксплуатации вследствие снижения давления в системе смазки критическая частота вращения ротора будет снижаться. В разработанной модели обосновываются потери мощности на гидроторможение ротора, обусловленные гидродинамическими процессами в потоке масла, их влияние на отказы ТКР в эксплуатации, необходимость усовершенствования подшипникового узла. Обобщенное уравнение баланса мощности, передаваемой компрессору:

N e = N T - N TP , (1) где N е – мощность, получаемая компрессором; N Т – мощность, отдаваемая турбиной; N ТР – мощность трения на участке подшипникового узла:

^N ТР = ^N q + ^N ГТ , (2) где N Q – потери мощности трения в зазорах подшипника; N ГТ – потери мощности на гидродинамическое торможение, в которые входят следующие составляющие:

N ГТ = ^N кэ + ^N _n + ^N Т 2 + ^N М (3) .

В выражении (3) учтены составляющие сопутствующих потерь мощности, которые определяют работоспособность подшипникового узла и параметры ТКР.

Необходимая энергия объема масла N кэ для удержания на поверхности вала и прохода через зазоры – это кинетическая энергия, приобретаемая потоком жидкости от вращающегося ротора.

Составим уравнение Бернулли для объемов 1 и 3 (см. рис. 2). Давление масла Р м в объеме 1 равно давлению в главной масляной магистрали двигателя, для объема 3 на поверхности вала важно соотношение давлений внешнего и от действия центробежных сил: Р_м —— r ² ю ² .

2 g

Для того чтобы при рабочей частоте вращения ротора масло проникало в зазоры, необходимо, чтобы оно приобрело энергию и вращалось вместе с валом в прилегающем слое. Мощность, приобретаемая потоком, отнимается от вала ротора и является мощностью гидроторможения. Ее значение определяется по формуле Nкэ = 0,5рQ^R2 и составляет Nкэ = 37 кВт, где р - плотность масла, Q – расход, ω – угловая скорость, R1 – радиус вала.

Значительная часть энергии N Т1 диссипируется в тепло в радиальном зазоре между валом ротора и статором в замкнутой полости. Мощность, расходуемая на преодоление трения в полости, определяется через элементарную силу трения на выделенной площадке контакта вала с объёмом смазочного материала и элементарный момент трения:

dVdV dFTP = ц— dS = ц—rd ad р , dhdh dv V - V2                 dv 4 4

где — = —--- 2 ; dM _ТР = rdF _TP = r ц— rd a d р ;

dh   r1 - r2

откуда:

M ТР

2 п ( 1

^- j j r 2^ц

0 v о

V - V 2 r l ^- r 2

A       2 п

d p d a- j

J 0

r 2 µ

V — V 2 r l ^{- r} 2

1A

p

d a - 2п Ir 2ц

V 1

-

V 2

r l ^{- r} 2

где ц - динамическая вязкость масла; 1 - длина участка вала с полостью гидротормоза; V1 - V2 - разность скоростей вала и втулки; r1 - r2 - h - разность радиусов вала и втулки.

V

При V = 0, dV = V = V , тогда M_{T Р} = 2 п 1r ²ц— . h

Мощность гидравлических потерь в полости гидротормоза определяется как:

V ,    V ²      3,3 n ²       п ³ 1r ³    2

N = M _TPto = M    = 2 п Ir ц— = 2 п ³ 1r ³ ц----- =---- ц n ² ;

Т1    ТР ТР r ^к 900 ■ h 450h и при r = 5,5 мм, h = 2 мм составляет NТ1 = 11 Вт.

При больших скоростях вращения зависимость сил вязкого трения от градиента скоростей

возрастает нелинейно. В этом случае a = 1...3, потери гидроторможения, создаваемые потоком

масла в замкнутой полости, возрастают в десятки раз, и выражение (5) приобретает вид:

nt 1 -

п ³ 1r ³

450 h

ц • n^{a + 1} .

На основе анализа смазочного процесса в ТКР предложена и разработана схема подшипникового узла (рис. 1, б), в котором исключена замкнутая полость в подшипниковом узле и изменена схема подвода масла к парам трения, позволяющая беспрепятственно проходить маслу через подшипниковый узел и исключить гидроторможение вала ротора [13–15]. К тому же, за счёт увеличенного расхода масла через подшипниковый узел должно улучшиться охлаждение корпуса ТКР, что позволит исключить его перегрев и термические деформации корпуса, ведущие к за- клиниванию вала ротора.

Для экспериментальной проверки работоспособности предложенной схемы смазывания подшипникового узла были проведены экспериментальные исследования, которые включали в себя стендовые испытания ТКР, стендовые и эксплуатационные испытания двигателей КАМАЗ. Стендовые испытания ТКР проводили в цехе испытания турбокомпрессоров Завода двигателей ОАО «КАМАЗ», что позволило оценить деформацию корпуса подшипника, температуры масла и деталей ТКР на оригинальном стенде, структурная схема которого представлена на рис. 3 [16].

Температуру деталей и масла при проведении стендовых испытаний определяли с помощью термодатчиков, установленных в ТКР (рис. 3, б).

а)                                                              б)

Рис. 3. Структурная схема стенда для испытания ТКР (а) и схема установки термодатчиков (б) (1–13 места установки термодатчиков): 1 – компрессорная ступень, 2 – подшипниковый узел, 3 – турбинная ступень, 4 – мерный коллектор входа, 5 – насос масляной ступени, 6 – механизм регулирования давления подачи масла, 7 – теплообменник, 8 – нагнетатель масла, 9 – магистраль подачи масла, 10 – магистраль слива масла, 11 – газовоздушная магистраль, 12 – магистраль сжатого воздуха, 13 – камера сгорания, 14 – топливный насос высокого давления, 15 – механизм регулирования подачи топлива, 16 – магистраль высокого давления, 17 – магистраль подачи топлива, 18 – эжектор, 19 – механизм регулирования подачи сжатого воздуха

Стендовые испытания двигателей КАМАЗ проводились на штатных испытательных стендах лаборатории испытания Завода двигателей ОАО «КАМАЗ» по разработанным методикам и плану эксперимента на режимах снятия внешней скоростной характеристики в соответствии с ГОСТ 14846. При проведении испытаний оценивали влияние предложенной схемы смазывания подшипникового узла турбокомпрессора на мощностные и экономические показатели работы двигателя.

Для оценки надежности в реальных условиях наблюдались автомобили с серийными и с усовершенствованными подшипниковыми узлами, эксплуатирующиеся в рядовых автотранспортных предприятиях на территориях Башкортостана, Татарстана, Самарской и Саратовской областей. Эти исследования позволили получить информацию о наработке ТКР до отказа, а также о доле отказов, простоев в ремонте и затратах на запасные части и трудовых затратах.

После проведения экспериментальных исследований был проведен анализ полученных результатов. Первым этапом исследований являлось определение теплонапряженности корпуса с серийным и усовершенствованным подшипниковыми узлами в точках согласно схеме установки термодатчиков (рис. 4, таблица), а также расход и температуру масла на входе и выходе из ТКР (рис. 5).

Рис. 4. Распределение температур корпуса подшипника ТКР при Т Т = 680 °С по расстоянию ( L ), измеряемому в направлении от датчика 1 до датчиков 2, 3, 7, 8, 9, при вариантах комплектации: 1 – серийная; 2 – с усовершенствованным подшипниковым узлом

Рис. 5. Зависимость фактического расхода масла через ТКР от частоты вращения коленчатого вала: 1 – серийный; 2 – с усовершенствованным подшипниковым узлом; 3 – импортный аналог ТКР «Швитцер»

Результаты сравнения теплонапряженности турбокомпрессора с серийным и усовершенствованным подшипниковыми узлами

Температура корпуса t i , ° С	Т ti , ° С
	600			650			680
	серийн.	усов.	А , %	серийн.	усов.	А , %	серийн.	усов.	А , %
t1	294	214,6	27	308	227,7	26,1	321	237,3	26,1
t2	262	193,1	26,3	274	204,4	25,4	285	212,6	25,4
t3	228	170,6	25,2	237	180,6	23,8	245	187,3	23,6
t4	251	177,3	29,4	260	187,6	27,8	270	194,5	28,0
t5	240	170,6	28,9	247	180,7	26,8	255	187,8	26,4
t6	233	177,6	23,8	243	188,2	22,6	251	194,7	22,4
t7	145	126,9	12,5	148	131	11,5	151	133,2	11,8
t8	148	126,9	14,3	150	131,5	12,3	153	133,8	12,5
t9	181	163,5	9,7	186	173	7,0	189	179,7	4,9
t10	190	163,1	14,2	196	174,5	11,0	199	179,2	9,9
t11	301	205	31,9	311	217	30,2	323	226,7	29,8
t12	112	108,2	3,4	111	109,4	1,4	113	110,8	1,9
t13	144	126,4	12,2	147	131,8	10,3	149	133,2	10,6

В таблице: Т Т1 – температура газа со стороны турбины, °С; t 1 и t 11 – температуры на фланце корпуса подшипников на ∅ 120 мм, °С; t ₂ – температура на фланце корпуса подшипников на ∅ 90 мм, °С; t 3 , t 4 , t 5 , t 6 – температуры на фланце корпуса подшипников на ∅ 70 мм, °С; t 7 , t 8 – температуры на бобышке (держателе) подшипника корпуса подшипников на ∅ 32 мм, °С; t 9 , t 10 – температуры на крышке корпуса подшипников на ∅ 32 мм, °С; t 12 – температура масла на входе в подшипниковый узел турбокомпрессора, °С; t 13 – температура масла на выходе из корпуса подшипников, °С; Δ – изменение температуры, %.

Анализ полученных результатов показал снижение температуры корпуса ТКР от 4,9 до 31,9 % в различных точках, а температура масла снизилась от 1,4 до 3,4 % на входе в ТКР и от 10,3 до 12,2 % на выходе из него в зависимости от температурного режима работы, что говорит о несомненной эффективности предложенной схемы смазывания подшипникового узла с точки зрения снижения теплонапряженности ТКР, и, как следствие, снижении температурных деформаций корпуса. При использовании серийного подшипникового узла температура масла на выходе из ТКР поднималась выше критической – 150 °С.

При стендовых испытаниях ТКР на испытательном стенде также были определены основные рабочие параметры ТКР с серийным и усовершенствованным подшипниковым узлом, в результате чего было установлено, что применение усовершенствованного подшипникового узла позволило увеличить расход моторного масла через ТКР с 1 до 4 л/мин, давление наддувочного воздуха с 0,07 до 0,09 МПа, частоту вращения ротора с 84 100 до 96 800 мин–1.

Сравнительные стендовые испытания двигателя КАМАЗ 740.11–240 в вариантах, укомплектованных серийными ТКР и с усовершенствованным подшипниковым узлом, на режимах внешней скоростной характеристики показали, что на номинальном режиме при одинаковой мощности (± 1,25 %) максимальный крутящий момент увеличился на 18 Н·м (2,12 %), давление наддува – на 0,014 МПа (20,6 %). Минимальный эффективный расход топлива снизился на 4 г/л.с.·ч (2,5 %), что свидетельствует о высокой эффективности усовершенствованного подшипникового узла ТКР 7Н-1 для снижения теплонапряженности корпуса, увеличения срока службы моторного масла, повышения технико-эксплуатационных показателей работы двигателя.

Результатом проведенных исследований являлось практическое использование результатов исследований, направленное на повышение эффективности эксплуатации автомобилей с двигателями, укомплектованными ТКР 7Н-1, путем восстановления турбокомпрессоров с применением усовершенствованного подшипникового узла в эксплуатации [17, 18]. Для оценки ремонтопригодности и выбора метода ремонта проводился анализ ТКР с заклиниванием ротора и течами масла из ТКР, поступавших из эксплуатации. При обследовании и микрометрировании по разработанным методикам выявлены характерные деформации корпуса подшипников величиной до 0,2…0,4 мм по разным поверхностям, в качестве исходных данных для выбора технологии ремонта и оценки ремонтопригодности.

Для эксплуатирующих предприятий предложена технология ремонта ТКР с использованием ремонтного комплекта на основе предложенного усовершенствованного подшипникового узла, состоящего из подшипника, фиксатора, колец, кольцедержателя и теплоизолирующего экрана (рис. 6). Ремонт производится обезличенным способом, с ремонтом корпуса подшипника (рис. 7), маслоотражателя, заменой подшипника и фиксатора, ремонтом ротора, допуская раскомплекто-вывание ротора и колеса компрессора.

Рис. 6. Элементы предложенного ремонтного комплекта: моновтулка, фиксатор, кольцедержатель, втулка, кольца, теплоизолирующий экран

а)                             б)                                в)                                 г)

Рис. 7. Технологические операции по ремонту корпуса подшипников: а – корпус подшипника со смещением и деформации поверхности 4 от уплотнительных колец; б – черновая расточка в размер 28 мм для разборки; в – чистовая расточка в размер 30 мм под втулку; г – запрессовка втулки 2 и сверление отверстия 3

На основе предложенной технологии ремонта разработано руководство по ремонту ТКР 7Н-1, которое внедрено на Заводе двигателей ОАО «КАМАЗ», ЗАО «Ремдизель» и ряде сервисных и эксплуатирующих предприятий. Эксплуатационные испытания и наблюдения за подконтрольной партией автомобилей с отремонтированными ТКР7Н-1 с усовершенствованным подшипниковым узлом показали их удовлетворительную работу до пробегов не ниже 170 тыс. км. Доля отказов по ним в эксплуатации снизилась в среднем на 35,4 %. Внедрение в эксплуатирующих предприятиях технологии ремонта ТКР 7Н-1 с использованием разработанного ремонтного комплекта позволило снизить себестоимость перевозок, увеличить доход от снижения простоев и получить годовой экономический эффект 1964 рубля на один автомобиль КАМАЗ [19].

Анализ полученных результатов экспериментальных исследований, представленных выше, позволил сделать следующие выводы:

• 1.    Применение предложенной схемы смазывания подшипникового узла увеличивает расход масла через него с 1 до 4 л/мин на всех режимах работы двигателя за счет отсутствия замкнутой полости в подшипнике, вызывающей гидроторможение вала ротора.

• 2.    Увеличение расхода масла повлекло снижение температуры корпуса ТКР от 4,9 до 31,9 % в различных точках, а температуры масла от 1,4 до 3,4 % на входе в ТКР и от 10,3 до 12,2 % (до 30 °С) на выходе из него в зависимости от температурного режима работы (при использовании серийного подшипникового узла температура масла на выходе из ТКР поднималась выше критической – 150 °С).

• 3.    Снижение гидроторможения вала ротора за счет улучшения условий смазки подшипника повысило давление наддува на 0,014 МПа и частоту вращения ротора на 12 700 мин^–1.

• 4.    Вследствие улучшения работы ТКР при испытаниях двигателя на режимах внешней скоростной характеристики при одинаковой мощности (± 1,25 %) максимальный крутящий момент увеличился на 18 Н·м (2,12 %), минимальный эффективный расход топлива снизился на 4 г/л.с.·ч (2,5 %).

Таким образом, результаты экспериментальных исследований свидетельствуют о высокой эффективности предложенной схемы смазывания подшипникового узла ТКР7Н-1, позволяющей снизить теплонапряженность корпуса, увеличить срок службы моторного масла, тем самым снизить долю отказов ТКР в эксплуатации и повысить технико-эксплуатационные показатели работы двигателя. Практическую ценность проведенных исследований представляет возможность восстановления турбокомпрессоров модели ТКР 7Н-1 по разработанному руководству и технологии на автотранспортных предприятиях путем применения усовершенствованного подшипникового узла, позволяющего улучшить технико-эксплуатационные показатели автомобильных дизелей при эксплуатации, повысить ресурс ТКР и моторного масла дизеля.

Исследование выполнено при финансовой поддержке Министерства образования и науки Российской Федерации в рамках базовой части государственного задания на проведение научноисследовательской работы «Методология обеспечения качества эксплуатации автомобильного транспорта» (№ 1829 от 01.02.2014 г.).