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.
