/
Текст
МИНИСТЕРСТВО ВЫСШЕГО И СРЕДНЕГО
СПЕЦИАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ СССР
ИНСТИТУТ ПОВЫШЕНИЯ КВАЛИФИКАЦИИ
РУКОВОДЯЩИХ РАБОТНИКОВ И СПЕЦИАЛИСТОВ
АВТОМОБИЛЬНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Г. М. Савельев, Б. Ф. Лямцев, Э. В. Аболтин
Опыт доводки и производства
турбокомпрессоров
автомобильных дизелей
Москва 1986
Савельев Г. М., Л я м ц е в Б. Ф., А б о л т и н Э. В.
Опыт доводки и производства турбокомпрессоров автомобиль-
ных дизелей: Учебное пособие для институтов повышения квали-
фикации. Москва: 1985, с. 94 с ил.
В назв.: ин-т повышения квалификации руковод. работников и
спец, автомоб. пром-сти.
20 кон.
В учебном пособии рассмотрены вопросы совершенствования
конструкции автомобильных турбокомпрессоров, методы исследо-
вания, результаты доводочных работ, а также особенности произ-
водства и эксплуатаций турбокомпрессоров.
Турбокомпрессор является неотъемлемым агрегатом современ-
ного автомобильного дизеля, производство турбокомпрессоров
организовано на Ярославском моторном заводе. Поэтому представ-
ляет практический интерес обобщение опыта исследования, произ-
водства и эксплуатации турбокомпрессоров, с тем, чтобы исполь-
зовать его для подготовки новых кадров двигателестроителей и
для производства новых дизелей на других заводах отрасли.
Вопросам повышения КПД компрессора и турбины за счет
аэродинамического совершенствования проточных частей было
посвящено отдельное учебное пособие. По этой причине в данном
пособии эти вопросы рассмотрены лишь в плане перспективного
развития.
При написании учебного пособия были использованы отечест-
венные и зарубежные публикации, а также результаты многолет-
них работ, которые были проведены на Ярославском моторном за-
воде и в Центральном научно-исследовательском автомобильном
и автомоторном институте (НАМИ).
Пособие предназначено для конструкторов, исследователей и
технологов двигателестроительных заводов. Оно может быть по-
лезно студентам ВУЗов двигателестроительных специальностей.
I. РАЗВИТИЕ КОНСТРУКЦИЙ АВТОМОБИЛЬНЫХ
ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
В начальный период применения газотурбинного наддува кон-
струкции турбокомпрессоров (ТКР) были чрезвычайно разнооб-
разны как по проточным частям компрессора и турбины, так и по
узлу подшипников. Непрерывное совершенствование газодинами-
ческих процессов, достижения в области исследования высокоско-
ростных подшипников, а также накопление опыта производства и
эксплуатации двигателей с турбонаддувом позволили выявить наи-
более аэродинамически совершенные конструкции проточных ча-
стей, надежных узлов подшипников, обеспечивающих работу ТКР
в требуемом диапазоне режимов работы двигателя. Это, естествен-
но, привело к определенной унификации и упрощению компановоч-
ной схемы ТКР, которые должны удовлетворять, с одной стороны,
требованиям, предъявляемым к изделию массового применения
(высокие эффективность, надежность и долговечность, простота
обслуживания) и, с другой стороны, требованиям, связанным с
особенностями форсировки дизеля. Кажущаяся схожесть и про-
стота конструктивных схем современных турбокомпрессоров яви-
лась результатом длительных и глубоких исследовательских работ,
в которых нашли применение достижения целого ряда отраслей
науки и техники.
В 1963 году впервые в автотракторной промышленности нашей
страны Ярославским моторным заводом освоено производство ди-
зелей с турбонаддувом ЯМЗ-238НБ для тракторов К-700. Позднее
было организовано серийное производство 12-ти цилиндровых ди-
зелей с наддувом ЯМЗ-240 Н для карьерных самосвалов БелАЗ и
8-ми цилиндровых дизелей ЯМЗ-238 Н, 238 П и 238 Ф для автомо-
билей МАЗ и КрАЗ. Сейчас доля выпуска дизелей с наддувом Яро-
славским моторным заводом, входящим в объединение «Автоди-
зель», достигает 40% от общего объема выпуска.
Объединение «Автодизель» разработало новое семейство дизе-
лей размерностью D/S = 140/140 мм, которое готовится к серийно-
му производству.
3
Успешно ведутся работы по наддуву дизелей КамАЗ и на пред-
приятиях тракторной промышленности страны. Показатели отече-
ственных автомобильных и тракторных дизелей с турбонаддувом
представлены в табл. 1.1.
Таблица 1.1
№№
п. п.
Марка двигателя Изготовитель N ном кВт ПНОМ мин-1 ₽е МПа vh л
ном /41
кВт/л
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
ЯМЗ-238 НБ
ЯМЗ-238 Н
ЯМЗ-238 Ф
ЯМЗ-238 П
ЯМЗ-240 Н
ЯМЗ-240 П
ЯМЗ-8401
ЯМЗ-84ОЗ
ЯМЗ-8421
ЯМЗ-8424
ЯМЗ-8423
КаМАЗ-7403
СМД-17 К
СМД-60
А-41 Т
А-50
Д-240 Т
Д-160 Т
ямз 158 1700 0,77 14,86 14,5
» 220 2100 0,86 14,86 20,2
» 235 2100 0,92 14,86 22,2
» 206 2000 0,85 14,86 18,9
» 368 2100 0,97 22,3 22,4
» 309 2100 0,81 22,3 18,8
» 478 2200 1,0 25,86 25
» 404 2000 0,96 25,86 21,3
» 309 2200 1,0 17,24 24,3
» 330 2200 1,01 17,24 26,1
» 243 2000 0,86 17,24 19,1
КамАЗ 191 2200 0,97 10,9 23,8
«Серп и молот» 73,5 1900 0,87 6,33 15,8
ХЗТД 110 2000 0,74 9,15 16,4
АМЗ 81 1750 0,83 7,45 16,15
АМЗ 110 2000 0,91 7,45 20,2
ММ3 73,5 2200 0,86 4,75 21
ВТЗ 103 2200 0,92 6,22 22,6
Ведущие зарубежные моторостроительные фирмы также про-
должают наращивать выпуск дизелей с турбонаддувом. К настоя-
щему времени их производство фирмами «Катерпиллер», «Аллис-
Чалмерс», «Камине», МАК (США), МТУ (ФРГ), «Вольво», «Ска-
ния» (Швеция) составляет от 50 до 100% к общему объему
выпускаемых двигателей. Продолжают увеличивать производство
дизелей с турбонаддувом фирмы «Берлие» (Франция), «Даймлер-
Бенц» (ФРГ), «Перкинс» и «Лейланд» (Англия).
В настоящее время система газотурбинного наддува стала не-
отъемлемой составной частью современного дизеля. В научно-ис-
4
следовательских институтах и на предприятиях ведутся работы по
применению наддува для дизелей малой мощности и бензиновых
двигателей.
1.1 Требования к конструкции турбокомпрессоров
В настоящее время конструкция турбокомпрессоров в значи-
тельной мере отработана и способна удовлетворить предъявляемые
к ней противоречивые требования. В их число входят высокие на-
дежность и долговечность при резких изменениях температуры га-
за перед турбиной и частых пусках и остановках двигателя, аэро-
динамическое совершенство и высокий механический кпд подшип-
ников, хорошие массогабаритные показатели, минимальная
инерционность ротора, технологичность, низкая себестоимость.
Стоимость системы наддува при форсировке дизеля не должна
превышать стоимости затрат при повышении мощности за счет
увеличения рабочего объема дизеля. Для обеспечения требований
по топливной экономичности дизеля, кпд турбокомпрессора не дол-
жен быть ниже 50%. Турбокомпрессор должен быть дешевым, тру-
доемкость механообработки его деталей должна быть порядка
1,5—2,0 н/часа. В течение всего срока эксплуатации турбокомпрес-
сор не должен требовать технического обслуживания. Ресурс ТКР
должен быть не менее ресурса двигателя.
В настоящее время этим требованиям удовлетворяет компано-
вочная схема ТКР с центробежным компрессором и центростреми-
тельной турбиной, консольно расположенными по обе стороны от
корпуса подшипников.
Такие турбокомпрессоры применяются для наддува рядных и
V-образных двигателей мощностью до 550 кВт. Типичная конструк-
ция трубокомпрессора, применяем для наддува двигателей мощ-
ностью от 200 до 550 кВт, показана на рис. 1.1.
Серийное производство турбокомпрессоров для наддува автомо-
бильных дизелей было начато на Ярославском моторном заводе.
Для наддува тракторного дизеля мощностью 158 кВт был приме-
нен турбокомпресор ТКР 13, имеющий одинаковый наружный диа-
метр колеса компрессора и турбины, равный 130 мм. Для успеш-
ного производства турбокомпрессоров были освоены новые техно-
логические процессы; литье колес турбины по выплавляемым
моделям, сварка трением колеса турбины и вала ротора, «алмазное
выглаживание» опорных поверхностей вала, раздельная баланси-
ровка колес компрессора и турбины, и др.
В результате научно-исследовательских работ, проведенных
ЯМЗ совместно с Центральным научно-исследовательским авто-
мобильным и автомоторным институтом (НАМИ) и другими орга-
5
Рис. 1.1 Турбокомпрессор ТКР 9 Ярослав-
ского моторного завода.
низациями, в 1970 году началось серийное производство нового
турбокомпрессора ТКР 11 с диаметром колес ПО мм для наддува
автотракторных дизелей, на которые ранее устанавливался ТКР 13.
При этом мощность дизелей осталась без изменений. Эффективные
показатели компрессора и турбины ТКР И были сохранены на
уровне эффективных показателей ТКР 13.
Дальнейшие исследовательские работы в направлении совер-
шенствования эффективных и массогабаритных показателей ТКР
позволили сделать вывод о возможности применения для наддува
дизелей ЯМЗ ТКР с диаметром колес 90 мм. В этом случае при
сохранении необходимой окружной скорости концов лопаток ра-
бочих колес частота вращения ротора возросла до 85—90 тыс.
мин-1. Это потребовало тщательной отработки узла подшипников
ТКР, обеспечивающего надежную и долговечную работу ТКР на
дизеле в различных условиях его эксплуатации.
Накопленный опыт конструирования, доводки и производства
турбокомпрессоров позволяет использовать для наддува бензино-
вых и дизельных двигателей в нашей стране следующие турбоком-
прессоры:
— ТКР 5,5 для бензиновых и дизельных двигателей легковых
автомобилей мощностью 35-4-95 кВт (ВАЗ, ЗМЗ, МеМЗ);
— ТКР 7 для дизелей грузовых автомобилей мощностью
1ОО-4-ЗОО кВт (КамАЗ, КАЗ, ЗИЛ, ГАЗ);
— ТКР 9 для дизелей Ярославского моторного завода мощно-
стью 160—550 кВт, устанавливаемых на грузовые автомобили
6
МАЗ, БелАЗ, КрАЗ, тракторы «Кировец». Диапазон мощностей
приведен при установке одного или двух турбокомпрессоров на
двигатель. Каждый типоразмер ТКР кроме того должен иметь не-
сколько вариантов для оптимизации взаимного согласования ха-
рактеристик с характеристикой двигателя. В настоящее время один
турбокомпрессор типоразмера ТКР И способен обеспечить наддув
автомобильного дизеля мощностью до 480 кВт; ТКР 9 до 330 кВт;
ТКР 7 до 220 кВт и ТКР 5,5 до 95 кВт. Тем самым существенно
уменьшен момент инерции ротора и масса турбокомпрессоров, ис-
пользуемых в качестве агрегатов наддува.
Для оценки величины момента инерции ротора 1р (кг-см-с2)
может быть использована опытная зависимость последнего от диа-
метра колеса турбины dT (см)
1Р= 1,25-10~3dT4'6 (1.1)
Зависимость справедлива в диапазоне dT от 50 до 110 мм при
выполнении колеса турбины с укороченным диском, числом лопа-
ток Z= 10—11 осевой протяженностью B = B/d = 0,38—0,4. Расче-
ты с использованием этой зависимости показывают, что замена
турбокомпрессора типоразмера ТКР И на типоразмер ТКР 9 при-
водит к уменьшению 1Р примерно в 2 раза.
При использовании турбокомпрессора меньшего типоразмера
возникает проблема обеспечения повышения значений подачи комп-
рессора и пропускной способности турбины. Для ее решения ис-
пользуют два пути: увеличение относительных размеров проточной
части компрессора и турбины dK1 = dKi/dK2 = 0,7—0,75; dT2 =
= dT2/dTi = 0,9—0,92; bTi = bTi/dTi = 0,14-—0,15 и совершенствование
аэродинамики, сопровождающееся сдвигом режима работы с мак-
симальным кпд компрессора в область более высоких коэффици-
ентов, расхода <pi = Cia/u2 и некоторым увеличением пропускной
способности турбины.
Однако, по мере уменьшения диаметра колес обеспечение дос-
таточно высоких к. п. д. ступеней становится все более сложной за-
дачей. Это обусловлено возрастанием кривизны каналов колес тур-
бины и компрессора, увеличением местных скоростей и диффузор-
ности из-за увеличения относительных толщин пограничного слоя и
лопаток колеса, а также возрастанием относительных величин за-
зоров и отклонений в размерах межлопаточных каналов от задан-
ных. Влияние размера колес с радиальными лопатками на к. п. д.
созданных и отработанных в НАМИ опытных ступеней показано
на рис. 1.2. Уменьшение диаметра колес на 10 мм приводит к сни-
жению к. п. д. компрессора и эффективного к. п. д. турбины на 1,5—
2,5%. Таким образом, при использовании турбокомпрессора мень-
Рис. 1.2 Влияние наружного диаметра колес с ра-
диальными лопатками на кпд турбины и комп-
рессора. Степень повышения давления
Пк =1,6-1,8.
1 — 1975 год; 2— 1983 год.
шей размерности необходимо за счет совершенствования проточ-
ной части компенсировать снижение к. п. д., обусловленное умень-
шением диаметра.
1.2. Совершенствование проточных частей.
Центробежный компрессор
Анализ отечественных и зарубежных турбокомпрессоров пока-
зывает, что к настоящему времени сложилось вполне определен-
ное конструктивное оформление малоразмерных компрессоров.
Отсутствуют устройства для закручивания потока на входе в ко-
лесо. Исключительное применение нашли радиально-осевые коле-
са полуоткрытого типа с радиальным расположением лопаток.
Диффузоры малоразмерных компрессоров выполняются в ос-
новном безлопаточными. Стремление к малым габаритным разме-
рам и весу турбокомпрессора способствует широкому применению
воздухосборников улиточного типа с боковой спиральной камерой.
Стенка безлопаточного диффузора со стороны улиточной части
воздухосборника выполняется, как правило, за одно целое с ним,
непосредственно в отливке. Соединение компрессора с корпусом
подшипников осуществляется стяжным хомутом или болтами, поз-
воляющими поворачивать корпус компрессора относительно кор-
пуса подшипников. Этим достигается использование одного и того
же корпуса компрессора при различной компановке впускной сис-
темы двигателя.
Степень аэродинамического совершенства проточной части цент-
робежного компрессора принято оценивать изоэнтропным кпд и
8
коэффициентом напора при испытании компрессора на специаль-
ном стенде по методике, основанной на замере перепада темпера-
туры воздуха на выходе и на входе в компрессор (температурный
метод) и давлений воздуха при различных окружных скоростях
колеса п2.
о
п к
к— 1
*----
к
к
п
к— 1
(П* к
Vi1k
Un
К
К -
зависимости
компрессора получают
I О __
Ф K= —2
U2
В результате испытаний
т]* и ф * от безразмерного параметра коэффициента скорости cpi =
= Cia/u2 или приведенного расхода воздуха Gb. Типичная характе-
ристика компрессора приведена на рис. 1.3. Здесь фп — коэффици-
ент полной работы сжатия в компрессоре
At*
К
г
Но
Lri к • R
и? к— 1
к
"V
представляющий собой отношение полной работы сжатия воздуха
в компрессоре к теоретической.
Совпадение зависимостей фп = Ь (<pi) для однотипных моделей
является качественным критерием точности проведения экспери-
мента.
Накопленный опыт в исследовании течения воздуха в малораз-
мерных компрессорах позволяет создавать турбокомпрессоры с до-
Рис. 1.3 Характеристика компрессора ТКР 9:
х х- и2=180; - = 250; — = 300—
С
9
статочно высоким значением кпд компрессора равным 76—80%
при d2=85—НО мм. Практически все ведущие фирмы производи-
тели турбокомпрессоров используют для достижения высокого кпд
компрессора проверенные технические решения. К ним относятся:
применение оптимального профилирования колеса в меридиональ-
ном и цилиндрическом сечениях; снижении до минимума шерохо-
ватости межлопаточных каналов колеса, диффузора и воздухосбор-
ника, укорочение лопаток колеса через одну на 5—10 мм, выполне-
ние поджатия на начальном участие безлопаточного диффузора
(Ьд—0,86-62 + 62); выполнение входных кромок лопаток колеса
компрессора с минимальным радиусом скругления (~0,2 мм);
применение воздухосборников улиточного типа с боковым’ распо-
ложением и плавным изменением кривизны канала в меридиональ-
ном сечении, в особенности в месте перехода от задней стенки без-
лопаточного диффузора к улитке. Реализация в конструкции комп-
рессорных ступеней перечисленных выше решений и особенностей
профилирования является необходимым условием достижения вы-
соких эффективных показателей работы.
За рубежом одним из направлений дальнейшего повышения
кпд компрессора является применение колес с загнутыми назад
лопатками (рЛ2 —60—75°). Одновременно с этим существенно из-
меняется профилирование лопаток в цилиндрическом сечении.
К преимуществу таких ступеней относится и сдвиг границы помпа-
жа в сторону меньших расходов воздуха. Однако, применение та-
кого профилирования имеет и недостатки, заключающиеся в ус-
ложнении технологии и снижении коэффициента напора компрес-
сора на 15—20%. Последнее приводит к необходимости повышения
частоты вращения ротора на 7—10% для обеспечения заданных
значений давления воздуха. Этот недостаток может быть в неко-
торой степени уменьшен путем увеличения диаметра колеса комп-
рессора на 5—7%.
Другим возможным путем снижения потерь в компрессоре, обус-
ловленных малыми размерами проточной части, может быть при-
менение колес с уменьшенным числом лопаток до z = 8—10. Для
оптимизации профилирования лопаток в цилиндрическом сечении и
предотвращения возрастания кривизны их средней линии такие
колеса должны выполняться с увеличенной шириной В —0,384-0,4
в осевом направлении. Уменьшение числа лопаток приводит к сни-
жению местных скоростей из-за меньшего загромождения проточ-
ной части компрессора, уменьшению потерь при обтекании входных
кромок, а также потерь на трение в колесе. Кроме того, уменьше-
ние числа лопаток, также как и выполнение их загнутыми назад,
должно благоприятно сказываться на течении в безлопаточном
диффузоре. Такой характер влияния обусловлен ростом угла пото-
ка на входе в диффузор а2 в связи со снижением коэффициента ц2
и, следовательно, окружной составляющей скорости Сги- Возрас-
тание угла а2 снижает потери в безлопаточном диффузоре и улуч-
шает согласование режимов работы колеса и диффузора. Уменьше-
ние числа лопаток колеса, также как и уменьшение угла рл2 со-
провождается сдвигом границы помпажа в область меньших рас-
ходов воздуха.
В дальнейшем исследование и совершенствование проточных
частей компрессора целесообразно проводить с учетом возможно-
сти применения обоих типов профилирования колес для обеспече-
ния совокупности иаилучших технико-экономических показателей,
таких, как кпд, коэффициент напора, диапазон работы с высоким
кпд, момент инерции, трудоемкость изготовления.
Центростремительная турбина
Условия массового производства наложили отпечаток на конст-
руктивное оформление малоразмерных турбин. Входной направля-
ющий аппарат таких турбин выполняется безлопаточным. Расчет-
ные параметры потока на входе в колесо обеспечиваются специаль-
ным профилированием улиточной части корпуса турбины. Корпус
турбины отливается из жаропрочного чугуна. Подбором соотноше-
ния легированных элементов достигается отсутствие окалинообра-
зования, усадки и трещииообразования корпусов при высокой тем-
пературе газов (650—750°С) и продолжительной работе, исчисляе-
мой несколькими тысячами часов.
Для изготовления колес применяются в основном пяти—семи-
компонентные сплавы на основе никеля и титана. Такие сплавы от-
личаются хорошими литейными и механическими свойствами, а так-
же высокой жаростойкостью. При увеличении температуры от 20
до 750°С предел прочности на разрыв таких сплавов меняется
мало.
Эффективность турбины принято оценивать коэффициентом по-
лезного действия, представляющим собой отношение действитель-
ной работы, совершаемой турбиной, к теоретической равной Ьад=
— с^д/2. Различают несколько значений кпд.
Для характеристики аэродинамического совершенства проточ-
ной части вводится понятие о лопаточном или адиабатном кпд
т]*д, который учитывает потери, обусловленные ударным входом в
колесо, и профильные потери в колесе.
Окружной кпд т)* наряду с потерями в направляющем ап-
парате и колесе учитывает и потери с выходной скоростью из ко-
леса.
Внутренний кпд т]* в отличие от ц* учитывает и внутрен-
ние потери энергии: трение диска о газ, вентиляционные потери,
утечки, перетекания. При экспериментальных исследованиях тур-
бины непосредственно определяется ц* . Значение внутреннего кпд
отличается от окружного кпд на 2—4%.
Эффективны й кпд це в отличие от ц I дополнительно учи-
тывает потери в подшипниках турбокомпрессора.
Внутренний кпд наиболее точно определяется при испытании
турбины на гидротормозном стенде (по мощностному методу). В ка-
честве тормозного устройства используется одно- или двухдисковый
гидротормоз, соединенный с валом колеса турбины. Крутящий мо-
мент, создаваемый турбиной, с корпуса гидротормоза через систе-
му рычагов передается на динамометр. Двухдисковый гидротормоз
конструкции ЯМЗ надежен в работе, учитывает момент трения ва-
ла в подшипниках качения и непосредственно позволяет измерять
внутренний кпд турбины. В качестве рабочего тела в турбине ис-
пользуется газ при t = 6504-700°C, образующийся от сгорания ди-
зельного топлива в специальной камере сгорания, включенной в
схему испытательного стенда. Использование в качестве тормозно-
го устройства высокооборотного индукторного тормоза также поз-
воляет определять внутренний кпд и другие эффективные показа-
тели работы турбины. Что касается использования в качестве
тормозного устройства непосредственно компрессорной ступени
турбокомпрессора, то, как показал многолетний опыт проведения
исследований на ЯМЗ, невозможно обеспечить стабильности ц * .
Однако, такой способ удобен и прост для получения характеристик
турбины в зависимости от степени расширения газа. По характери-
стике такого вида удобно анализировать изменение эффективных
показателей турбины при работе дизеля по внешней скоростной
характеристике.
В результате испытаний турбины на тормозном стенде могут
быть получены следующие характеристики турбины:
ц*; П*; р; ai = f(GrnP; щ)
г)*; Gr,nP; ai = f(Щ; пт) (1,5)
Т]т; Gr,npj pj Cti = f (Ui/Ciafl)
Типичная характеристика турбины ТКР 9 приведена на рис. 1.4.
Значение внутреннего кпд турбины равное 72% следует признать
достаточно высоким.
При совершенствовании проточной части турбины автомобиль-
ного турбокомпрессора необходимо изыскивать решения, обеспе-
чивающие, наряду с достаточно высоким кпд, хорошие вибропроч-
12
Рис. 1.4 Характеристика турбины ТКР 9.
ные характеристики и минимально возможный момент инерции ко-
леса.
Экспериментальные исследования турбинных ступеней показа-
ли целесообразность оптимизации профилирования колес турбин
путем увеличения коэффициента перекрытия решетки t, представ-
ляющего отношение протяженности лопатки в окружном направ-
лении к шагу между лопатками в цилиндрическом сечении. Мак-
симальное значение коэффициента t по технологическим сообра-
жениям не должно превышать 1. Установлено, что профилирование
лопаток колеса турбины с коэффициентом перекрытия t, близким
к 1, улучшает аэродинамику течения в колесе и обеспечивает повы-
шение максимального внутреннего кпд турбины примерно на 3%.
Как было отмечено выше, использование турбокомпрессоров
меньших размерностей для наддува автомобильных двигателей яв-
ляется одной из ведущий тенденций развития систем турбонаддува.
Это сопровождается возрастанием расхода газа через турбину и,
как следствие, ростом скоростей газа на выходе из турбины и по-
терь с выходной скоростью.
Расчеты показывают, что при отсутствии затурбинного диффу-
зора потери с выходной скоростью могут составить 20% и более.
13
В связи с этим, применение затурбинного диффузора должно рас-
сматриваться как обязательное техническое решение, способству-
ющее повышению кпд турбины на 2—3% без какого-либо сущест-
венного усложнения ее конструкции и технологии изготовления.
Важной задачей улучшения характеристик турбин автомобиль-
ных турбокомпрессоров является сдвиг режимов с максимальным
кпд в области относительно низких приведенных расходов газа
G Т/т*
Gr.np— —------ и низких степеней понижения давления П*. Уста-
Р2
новлено, что благоприятного изменения кпд турбины от величины
П* можно добиться путем уменьшения отношения площади на вы-
ходе из колеса турбины FB к площади начального сечения FH.
Рис. 1.5 Влияние параметра FB на
изменение кпд турбины от степени
понижения давления газа Пт ~
х=Р2/Ро по данным фирмы «Иши-
кава» (Япония)
1_рГ=5, 2—=2,5, 3—=1,67, 4—=
= 1,25.
Из рис. 1.5, на котором по-
казано влияние этого парамет-
ра, следует что для обеспече-
ния максимальных кпд турбин
в области П*т^1,5 отношение
Рв/Рп = РБ должно находиться
в пределах 1,6—1,8, а в обла-
сти 1,5=^П* ^2,0 — в преде-
лах 2,3—2,5.
Одним из факторов улучше-
ния показателей турбины явля-
ется выбор надлежащего отно-
шения наружных диаметров
колес турбины и компрессора,
которое может быть определе-
но из уравнения баланса ра-
бот турбины и компрессора^
записанного в виде
(Ь6)
где Хад=иТ1/сад — безразмерный параметр, характеризующий ре-
жим работы турбины. Оптимальная величина
параметра хад для турбин с наружным диамет-
ром колес, равным 1104-50 мм, составляет со-
ответственно 0,7—0,6.
— коэффициент полной работы компрессора. Для
колес с радиальными лопатками в диапазоне*
режимов ф1^0,25 может быть приближенно-
определен из выражения
14
фп“ , +2(1,1 + ф|) ’ (1,7)
ZK
где zK — число лопаток колеса компрессора.
Для колес с загнутыми назад лопатками коэффициент фп целе-
сообразно принимать по экспериментальным зависимостям фп=
= f- (epi), полученным при испытании прототипных ступеней с при-
мерно одинаковым углом лопаток |Зл2.
Расчеты отношения dK2/dTi из выражения (1.6) и анализ накоп-
ленных данных свидетельствуют о целесообразности его увеличе-
ния от величины 0,95 до 1,05 при уменьшении наружного диаметра
колес с радиальными лопатками с 90 до 50 мм. Такой характер из-
менения отношения di<2/dTi по мере уменьшения диаметров благо-
приятен не только с точки зрения оптимизации совместных режи-
мов работы турбины и компрессора, но и по другим причинам.
В этом случае для турбокомпрессоров с малым диаметром колес
достигается дополнительное уменьшение инерционности ротора, ха-
рактеризуемой критерием Циннера,
Б=—(1,8)
СМк Че Ьад
и обеспечивается некоторое снижение потерь на трение в подшип-
никах благодаря уменьшению частоты вращения ротора.
В последнее время значительное развитие получили работы по
применению керамики для изготовления колес и корпусов турбин
автомобильных ТКР. Некоторыми зарубежными фирмами освоена
опытная технология изготовления керамических колес турбины и
соединения их с металлическим валом. Как показывают данные
фирмы «Ишикава» (JHJ, Япония), момент инерции ротора с таким
колесом может быть снижен в 1,7 раза. По результатам стендовых
испытаний время переходных процессов двигателя с турбокомпрес-
сором сокращается при этом примерно на такую же величину. Од-
нако, для внедрения керамических колес турбин в серийное произ-
водство необходимо решить ряд технологических вопросов с целью
обеспечения их приемлемой себестоимости и провести большой объ-
ем стендовых и эксплуатационных испытаний таких турбокомпрес-
соров.
1.3. Совершенствование узла подшипников и уплотнений
Надежность ТКР, в первую очередь, определяется надежностью
работы узла подшипников, который должен обеспечивать работо-
способность ТКР при частотах вращения ротора до 120—130 тыс.
мин-1 и более. При этом окружная скорость вала ротора достигает
значений 60—70 м/с. Если учесть, что в ТКР применяются «гибкие»
15
ч н
а) с плавающими вращающимися втулками (ВВ); б) с плавающей невращающейся
моновтулкой (НМ); в) с плавающей невращающейся моновтулкой без отдельного упорного
подшипника. 1—уплотнительные кольца; 2 — упорный подшипник; 3 — корпус; 4 — плава-
ющие втулки; 5 — подвод масла; 6 — вал ротора; 7 — стопорная втулка; 8 — плавающая мо-
новтулка.
роторы, у которых две первые «критические» скорости вращения
находятся в рабочем диапазоне частот вращения, а нагрузка на
подшипники определяется в основном центробежными силами от
неуравновешенных масс, то в этих условиях устойчивое вращение
ротора могут обеспечить только специальные подшипники сколь-
жения плавающего типа. В таблице 1.2 приведены основные раз-
меры узлов подшипников отечественных и зарубежных ТКР. Из
анализа этих данных следует, что в мировой практике нашли при-
менение подшипники двух типов: с плавающими вращающимися
втулками (ВВ) и плавающей, но не вращающейся моновтулкой
(НМ), рис. 1.6. Размеры узла подшипников изменяются в довольно
узком диапазоне. Так, диаметр вала выполняется в пределах 0,15—
0,17 от диаметра колеса компрессора, и имеется тенденция к его
уменьшению, так как в этом случае повышается эффективность
турбокомпрессора за счет повышения механического кпд. Очевидно,
что предел уменьшения диаметра вала будет определяться в ос-
новном технологическими трудностями, а не соображениями конст-
руктивного или эксплуатационного характера, так как восприни-
маемые валом механические нагрузки малы по сравнению с его
прочностью на изгиб и кручение. Так ротор ТКР, установленный
на дизеле мощностью 240 кВт, вращается с частотой 60.000 мин-1 и
передает крутящий момент ~0,5 Н-м, центробежные силы от оста-
точного дисбаланса 0,15 гем не превышают 6 Н. Уже имеются вы-
полненные конструкции с относительным диаметром вала равным
0,124, показавшие хорошую надежность и долговечность (ТКР № 6,
табл. 1.2).
Таблица 1.2
№№ п/п Модель Изготовитель Тип под- шип- ника Колесо ком- прес- сора dK2 мм Диа- метр вала dB мм Внут- рен. зазор 6, мм Наружный зазор S2 мм de/dK2
1 ТКР 11 ямз ВВ 110 17 0,05 0,14 0,155
2 ТКР п ямз нм по 17 0,05 0,11 0,155
3 ТКР 11 Дергачи нм но 18 0,08 0,08 0,164
4 ТКР 8,5 Дергачи нм 85 17 0,06 0,08 0,2
5 ТКР 7 КамАЗ нм 75 14 0,05 0,1 0,187
6 Т04В23 Эйресерч (США) ВВ 127 15,7 0,05 0,1 0,124
1 4Н Холсет (Англия) ВВ 101,2 17,4 0,05 0,1 0,172
8 К 27 ККК (ФРГ) ВВ 76 10 0,04 0,09 0,132
9 К 36 ККК (ФРГ) ВВ 94 12 0,05 0,1 0,157
io Н2А ВВ 97,6 14 — ——— 0,143
2 Заказ 286
17
Соотношение зазоров вал — втулка, втулка—корпус для боль-
шинства турбокомпрессоров характеризуется отношением 1:2
(табл. 1.2). Наружный зазор (между подшипниковой втулкой и
корпусом) примерно в 2 раза больше, чем внутренний (между ва-
лом и подшипниковой втулкой).
Узел подшипников включает в себя и упорный подшипник, огра-
ничивающий осевое перемещение ротора. Он выполняется в виде
отдельной плоской шайбы 2, рис. 1.6. Известны конструкции, где
осевое перемещение ротора ограничивается торцами моновтулки
'(рис. 1.6в). Такая конструкция более проста, имеет меньшее коли-
чество деталей. В этом случае стопорная втулка 7, через которую
подводится масло, воспринимает и осевое усилие от перемещения
ротора. Поэтому требуется обеспечить ее повышенную износостой-
кость.
Упорный подшипник, а также и подшипниковые втулки изго-
тавливаются из свинцово-оловянистой бронзы БрОС-10-Ю, содер-
жащей до 10% олова. Применение бронзы с содержанием олова
~5% не обеспечивает работоспособности подшипников. В некото-
рых конструкциях для изготовления подшипников используют алю-
миниевый сплав.
Одновременное существование двух типов узлов подшипников
объясняется отсутствием достаточно полных и обоснованных дан-
ных о сравнительных преимуществах и недостатках указанных под-
шипников с учетом условий работы ТКР на различных режимах ра-
боты двигателя.
Во всех известных конструкциях двигателей с наддувом смаз-
ка узла подшипников ТКР осуществляется от системы смазки дви-
гателя с использованием, как правило, штатной системы фильтрации
масла. Подвод смазки к подшипникам внутри ТКР осуществ-
ляется двумя способами. При первом способе с торцовым подво-
дом смазки масло подается в масляную полость 5 корпуса подшип-
ников 3, расположенную между подшипниками и далее к торцам
подшипников (рис. 1.6а). Затем масло проходит по зазорам вдоль
подшипников и смазывает с одной стороны упорный подшипник, с
другой сливается.
При втором способе масло подается по сверлениям к серединам
опорных поверхностей радиальных подшипников и имеет возмож-
ность сливаться по обе стороны от подшипника.
С точки зрения обеспечения устойчивого вращения ротора эти
схемы, как показали опыты, проведенные на ЯМЗ, равноценны, так
как обеспечивают одинаковую эпюру давления несущего масляно-
го слоя. Преимущество второго способа заключается в том, что
количество масла, сливаемого из подшипников перед уплотнения-
ми, уменьшается практически вдвое, тем самым уменьшается утеч-
ка масла через уплотнения, особенно в полость компрессора.
Турбинное уплотнение при всех режимах работы дизеля рабо-
тает с противодавлением газа, что несколько ограничивает протеч-
ку масла через него. Это уплотнение работает в условиях более вы-
соких температур и подвержено действию пульсирующих нагрузок
от переменного давления газа. Изучение конструкций современных
зарубежных турбокомпрессоров показывает, что эффективное уп-
лотнение масляной полости со стороны турбины может быть обес-
печено путем применения одного уплотнительного кольца разрез-
ного типа, установленного в ступенчатом отверстии.
В выпускаемых в настоящее время турбокомпрессорах в боль-
шинстве случаев применяются контактные уплотнения (уплотнение
типа «поршневое кольцо»). Для уменьшения протечки масла через
кольца дополнительно устанавливаются маслоотражатель и тонко-
стенный штампованный экран, разделяющий полость между коль-
цами, й упорным подшипником (рис. 1.7). Применяются также пе-
репускные отверстия и пазы в корпусе (рис. 1.7г). или непосредст-
венно в упорном фланце со стороны слива масла для уменьшения
количества масла, которое бы находилось в полости перед уплот-
нительными кольцами. Применяются уплотнения с одним кольцом
в одной канавке, два кольца в двух канавках и два кольца в одной
канавке (рис. 1.7 а, г, б). Замок колец
Рис. 1.7 Конструкции
уплотнений ТКР:
а) Айрисерч, Т-04-В023, США;
выполняется прямым, реже ступенча-
тым.
По конструкции маслоотражатели
условно можно разделить на винто-
вые (рис. 1.7а), с прямым диском
(рис. 1.7 в) и центробежным отсосом
(рис. 1.7 а).
Следует отметить, что строго обо-
снованной концепции физической мо-
дели протечки масла через уплотнение
нет. Весьма ограниченные публика-
ции, посвященные исследованию рабо-
ты уплотнений ТКР, не позволяют чет-
ко сформулировать и требования к
конструкции. В этой связи представля-
ет интерес небольшой опыт исследова-
ний, проведенных на ЯМЗ.
В основу методики оценки герме-
тичности уплотнения положен прин-
цип замера расхода масла, просочив-
шегося через уплотнение, при различ-
ном разрежении перед ним. Для этого
19
б) ККК, Н-2А, ФРГ; в) к-36, ЧССР;
г) ЯМЗ, ТКР П, опытный; Д) Дергачи, ТКР 8,5р
20
е) Холсет, 4 НД, Англия;
ж) ККК, К-27, ФРГ;
з) Дергачи, ТКР 11;
и) ККК, 3 LDZ, ФРГ.
на штатном турбокомпрессоре вместо колеса компрессора уста-
навливается цилиндрическая втулка, а вместо корпуса компрессо-
ра— колпак с прозрачной стенкой. Используя эжектор, работаю-
щий от заводской магистрали сжатого воздуха, в колпаке, т. е. пе-
ред уплотнительными кольцами, создается разрежение воздуха. При
постоянной частоте вращения ротора ТКР, равной 20.000 мин-1,
визуально определяется начало течи масла и замеряется количе-
ство масла, просочившегося через уплотнение. Создавая давление
воздуха в колпаке, можно замерять и расход воздуха через уплот-
нение. Для этого со стороны слива масла устанавливается рота-
метр.
21
При методических опытах на двигателе с наддувом размернос-
ти D/S = 140/140 мм установлено, что максимальное разрежение за
диском колеса компрессора непосредственно перед первым уплот-
нительным кольцом достигается при работе двигателя по режиму
холостого хода при пд^0,8-пНом. Частота вращения ротора ТКР в
этом случае не превышает 20.000 мин-1. В таблице 1.3 приведены
соотношения разрежения непосредственно за бумажным фильтром
очистки воздуха Эф, во впускном патрубке перед колесом компрес-
сора Sn и непосредственно перед первым уплотнительным кольцом
Syn — для различной степени запыленности элемента воздушного
фильтра Shom, замеренной на номинальном режиме, работы двига-
теля. Замена фильтрующего элемента воздушного фильтра или его
мойка производится по достижению разрежения во впускном тру-
бопроводе или непосредственно после фильтра ~7 КПа (700 мм
вод. ст.). В зависимости от места установки индикатора запылен-
ности фильтра, срабатывающего при достижении разрежения в ме-
сте его установки ~7 КПа, разрежение перед уплотнением ТКР,
как следует из таблицы 1.3, будет достигать ~2—4 КПа.
Таблица 1.3
пд N.i пт S Л ном s п уп рк
М1Ш"1 — мин~1 КПа КПа КПа КПа КПа
1700 20.000 7 2,8 4 1,7 5
1720 XX 20.000 10 4 5,4 3,9 3
1500 0,2о • Nhom 20.000 7 2,1 3,1 0,3 5
1500 0,2о • Nhom 20.000 10 3,2 4,2 1,2 3
здесь S—разрежение;
рк — положительное избыточное давление наддува двигателя.
При работе же в горных районах это разрежение будет увеличи-
ваться, но незначительно.
По данным фирмы «Ишикава» (Япония) в бензиновом двигате-
ле с карбюратором, установленным перед турбокомпрессором, раз-
режение перед компрессорным уплотнением может достигнуть
~85 КПа.
Эффективность работы компрессорного уплотнения ТКР опре-
деляется не только его конструкцией, но и условиями его работы:
разрежением перед уплотнением, количеством масла перед уплот-
нением, его вязкостью, поперечными колебаниями вала, соотноше-
22
нием величины осевого перемещения вала и торцового зазора уп-
лотнительное кольцо-канавка и др.
Масло, просочившееся через компрессорное уплотнение, частич-
но попадает по зазору между внешним обводом колеса и корпусом
на вход в колесо. Большая часть масла по диффузору и улиточной
части корпуса попадает во впускной канал двигателя и способству-
ет закоксовке впускного клапана. Протечка масла через компрес-
сорное уплотнение при эксплуатации двигателя может достигать
1% от расхода масла через турбокомпрессор, а суммарный расход
газов через уплотнения ТКР 254-30% от расхода картерных газов
двигателя. Рассмотрим влияние отдельных факторов на эффектив-
ность работы компрессорного уплотнения.
Увеличение вязкости масла уменьшает протечки масла через
уплотнение. Так для ТКР И при диаметре вала 17 мм (номиналь-
ный наружный диаметр уплотнительных колец 23 мм) увеличение
вязкости масла с 8 до 10 сст приводит к уменьшению протечки мас-
ла на 454-50%. При дальнейшем увеличении вязкости масла с 10
до 12 сст протечка масла через уплотнение уменьшается уже на
354-40% и имеет тенденцию к стабилизации. Опыты проводились
при разрежении 84-12 КПа.
При отбалансированном роторе зависимость протечки масла
через компрессорное уплотнение от давления масла в узле подшип-
ников имеет линейный характер. Чем больше давление масла, тем
больше протечка масла.
Наиболее сильно на эффективность компрессорного уплотнения
влияют геометрия канавки под уплотнительное кольцо, зазор в со-
единении кольцо-канавка и упругость уплотнительного кольца. При
исследовании ТКР 11 (наружный диаметр уплотнительного кольца
23 мм, ширина кольца 1,8_о,о4 мм) установлено, что увеличение
зазора кольцо-канавка приводит к повышению протечки масла че-
рез уплотнение как за счет износа кольца, так и за счет износа
канавки. Причем при торцовом износе уплотнительных колец на
0,034-0,045 мм и установке их в новый маслоотражатель не было
отмечено повышения протечки масла. Повышение же износа колец
до 0,074-0,08 мм привело к увеличению протечки масла в 4—5 раз.
Установка колец с износом 0,24-0,22 мм не позволяет эксплуатиро-
вать турбокомпрессор из-за недопустимо большой течи масла через
компрессорное уплотнение. Аналогичные результаты получены при
установке новых уплотнительных колец в изношенные канавки мас-
лоотражателя.
В эксплуатации встречаются различные виды износа поверхно-
сти кольца и канавки: конус, двойной конус, впадина, уступ. Износ
уступом встречается чаще. Такой износ характерен для 55% колец
и 45% канавок. Износ конусом имеют 30% колец и 38% канавок.
23
Износ впадиной встречается редко и характерен для 5% колец и
канавок. Если в эксплуатации возникает необходимость замены уп-
лотнительного кольца или маслоотражателя по какой-либо причи-
не, то для обеспечения герметичности компрессорного уплотнения
необходимо заменить одновременно две детали: и кольцо, и масло-
отражатель. Как показали исследования, недопустимо устанавли-
вать новые уплотнительные кольца в изношенные канавки масло-
отражателя. Исследования, проведенные в ЦНИДИ, позволили
получить ряд рекомендаций, способствующих повышению износо-
стойкости пары кольцо — торец канавки. Так, для уменьшения изно-
са колец и торцев канавок необходимо уменьшить до минимума пре-
цессию ротора, которая зависит как от эффективности демпфиро-
вания колебаний в узле подшипников, так и от величины остаточ-
ного дисбаланса ротора. Конструкция и технология изготовления
должны обеспечивать гарантированный зазор между торцами коль-
ца и канавки. Установлено также, что торцы колец целесообразно
покрывать твердым хромом, а торцы канавок должны термообра-
батываться до твердости HRC = 53—58.
Кроме абсолютной величины торцового зазора кольцо—канавка
эффективность уплотнения в целом определяется и соотношением
этого зазора, и величиной осевого перемещения (люфта) ротора.
Необходимо, чтобы кольцо было прижато к стенке канавки. На
двигателе турбина турбокомпрессора работает при переменном по
времени (по углу поворота коленчатого вала) давлении газа. По-
этому осевое усилие от действия газа на диск колеса турбины так-
же переменно. Это переменное осевое усилие воспринимается тор-
цевым упорным подшипником, ограничивающим осевое перемеще-
ние ротора. Если размерная цепочка деталей составлена таким об-
разом, что осевое перемещение ротора больше, чем зазор кольцо—
канавка, то эффективность работы уплотнения будет выше.
Статистический анализ показывает, что в производстве и в про-
цессе эксплуатации упругость уплотнительных колец имеет боль-
шой разброс и может быть меньше заданных по чертежу. Для ТКР
11 упругость уплотнительных колец должна находиться в диапа-
зоне 1,84-2,6 кгс. Встречаются кольца с упругостью меньше 1,8 кгс.
Такие кольца в процессе эксплуатации проворачиваются. При вра-
щающихся кольцах протечки масла через уплотнение значительно
возрастают.
При изготовлении канавки под уплотнительное кольцо в масло-
отражателе допуск на ширину канавки устанавливается 0,04 мм,
например, 1,87+0-04 мм. Если канавка будет конусной, то протечка
масла через уплотнение возрастет. При установке нормального
уплотнительного кольца в конусную канавку с разницей ширины у
24
основания и вверху канавки 0,08 мм увеличилась протечка масла
через компрессорное уплотнение в 10 раз.
Положение замка уплотнительного кольца по окружности, а
также изменение ширины замка в диапазоне 0,14-0,2 мм не оказы-
вает существенного влияния на протечку масла через уплотнение.
Приведенные на рис. 1.7 конструкции компрессорных уплотне-
ний имеют тонкостенный штампованный экран. Назначение экра-
на — разделить полость между уплотнительными кольцами и сли-
вом масла после упорного подшипника таким образом, чтобы мак-
симальное количество масла после упорного подшипника попало в
сливную полость корпуса подшипников. Этой же цели служит и пе-
репускное отверстие или паз, ограничивающий количество масла,
подводимого к упорному подшипнику. Компромиссное решение
между количеством перепускаемого масла и подводимого масла к
упорному подшипнику может быть принято по температуре упор-
ного подшипника, определяющей надежность его работы. Для тур-
бокомпрессора ТКР И это значение температуры упорного под-
шипника не превышает 130°С при частоте вращения ротора
70.000 мин-1, давлении масла в корпусе подшипников 0,3 МПа и
температуре масла 90°С. Если принять за единицу площадь проход-
ного сечения радиального подшипника F=l, определяющего коли-
чество масла, поступающего к упорному подшипнику (рис. 1.8), то
относительные площади сечения перепускного паза Fn, уплотни-
тельного кольца Fk и сливной полости Ес распределяется в реаль-
ных конструкциях как показано на рис. 1.8.
показано на рис. 1.8.
Увеличение площади пере-
пускного паза свыше Fn>0,45 не
уменьшает протечки масла через
уплотнение, но приводит к повы-
шению температуры упорного
подшипника. Перепускной паз на
ТКР И выполнен непосредствен-
но на корпусе подшипников и сме-
щен относительно вертикальной
оси симметрии вала. Если этот же
перепускной паз сделать по вер-
тикальной оси и направить его
вниз, непосредственно в сливную
полость, то увеличится протечка
масла через уплотнение из-за пе-
нообразования в сливной полости.
При правильно подобранных
проходных сечениях перепуска
масла, хорошо организованном
Гк протечка
через кольца
слио
масла
Рис.
схема
кого
Подход
масла
д масла
1.8. Условная эквивалентная
соотношения площади проход-
сечения компрессорного уплот-
_ нения ТКР И.
Fn=- 0,374-0,46; FK = 0,034-0,39;
Fc-30.
25
сливе масла роль экрана уменьшается. В результате доводочных
работ было обеспечено отсутствие протечки масла у ТКР П при
разрежении перед уплотнительными кольцами до 12 КПа. Исклю-
чение экрана из конструкции уплотнения не привело к течи масла.
При такой конструкции не имеет принципиального значения как
устанавливать уплотнительные кольца: два кольца в одной канав-
ке или два кольца по одному в каждой канавке. Течь масла через
уплотнение отсутствует. Если конструктивно компрессорное уплот-
нение не обеспечивает герметичности и протечка масла существу-
ет, то конструкция с установкой двух колец в одной канавке хуже,
чем с установкой двух колец по одному в каждую канавку. Эти
опыты еще раз свидетельствуют о том, что главной задачей при до-
водке уплотнения является исключение поступления масла к уп-
лотнительным кольцам.
Эффективная конструкция уплотнения предложена японской
фирмой «Ишикава» (рис. 1.9). Конструкция с двумя уплотнитель-
ными разрезными кольцами разделена камерой для слива масла.
По данным фирмы обеспечивается герметичность уплотнения при
разрежении до 150 КПа. При более значительном разрежении ре-
комендуется использовать графитовое кольцевое уплотнение кон-
тактного типа, способное работать при окружных скоростях в мес-
те контакта вращающейся и неподвижной детали до 100 м/с
(рис. 1.9 6). Недостатком последнего является возрастание потерь
на трение и его повышенная себестоимость. Снижение потерь на
трение в 2—3 раза в уплотнении контактного типа может быть до-
стигнуто за счет уменьшения шероховатости поверхностей контак-
Рис. 1.9. Конструкция компрессорного уплотнения фир-
мы «Ишикава» (Япония)
26
Рис. 1.10. Зависимость протечки мас-
ла через компрессорное уплотнение
различных ТКР от разрежения перед
уплотнительными кольцами.
пт=20.000 мин-1; рм = 0,45 МПа;
tM = 90 °C.
1 — ЯМЗ, ТКР И; 2 — Айрисерч,
Т04В23 (США); 3 — Холсет, 4LEK
(Анг.); 4— «ККК», К-27 (ФРГ).
тирующих деталей. Следует
заметить, что в конструкции
уплотнения, показанной на
рис. 1.1, потери трения не пре-
вышают 6% от общих механи-
ческих потерь в узле подшип-
ника в целом. На рис. 1.10 при-
ведены результаты исследова-
ния эффективности компрес-
сорных уплотнений различных
ТКР. Отсутствие течи масла че-
рез уплотнения у лучших тур-
бокомпрессоров отмечается
при увеличении разрежения
перед уплотнительными коль-
цами до 12 КПа.
1.4. Регулирование турбокомпрессоров
Разработка регулируемых турбокомпрессоров и регулирующих
устройств относится к числу важных направлений развития систем
турбонаддува. Применение регулируемых турбокомпрессоров поз-
воляет обеспечить необходимый закон изменения давления наддува
по внешней скоростной характеристике двигателя и предотвратить
чрезмерное повышение частоты вращения ротора турбокомпрессо-
ра. Наддув дизельных и бензиновых двигателей легковых автомо-
билей осуществляется в настоящее время исключительно с приме-
нением регулируемых турбокомпрессоров.
Выполненный анализ патентной литературы, относящейся к си-
стемам регулирования наддува, показал, что наибольшее развитие
получили системы регулирования путем перепуска газа мимо тур-
бины. На втором месте по числу изобретений стоят системы регу-
лирования с дополнительной камерой сгорания, на третьем — сис-
темы регулирования выпуском сжатого воздуха после компрессора.
Практически же на большинстве автомобильных двигателей в нас-
тоящее время применяются системы регулирования первого типа,
как наиболее простые, надежные и дешевые. Регулирование газа в
таких системах осуществляется с помощью клапанов тарельчатого
типа с диафрагменным исполительным механизмом, установленным
непосредственно на корпусе турбины, или с помощью поворотной
заслонки, приводимой через систему рычагов от исполнительного
механизма, закрепленного на корпусе компрессора.
Последняя конструкция регулирующего устройства, хотя и име-
ет несколько большие габариты, обладает более высокой надеж-
27
ностью, так как исполнительный механизм может быть хорошо теп-
лоизолирован от подогрева со стороны турбины.
Газ, перепускаемый мимо турбины, имеет на высоких скоро-
стных режимах работы двигателя, значительную кинетическую
энергию, которую целесообразно использовать для эжектирования
основного потока, выходящего из колеса.
Система регулирования с дополнительной камерой сгорания в
выпускном коллекторе перед турбиной (по патенту фирмы «Гипер-
бар дизель») позволяет получить высокое среднее эффективное дав-
ление ре= 1,5—1,8 МПа, хорошее протекание характеристики кру-
тящегося момента, высокую приемистость двигателя, а также удов-
летворительный запуск при низких температурах за счет быстрой
раскрутки турбокомпрессора от камеры сгорания в выпускном
коллекторе. Существенными ее недостатками являются увеличе-
ние стоимости и сложности системы регулирования топлива, пода-
ваемого в камеру сгорания, а также ухудшение топливной эконо-
мичности на части рабочих режимов.
Применение сложных систем регулирования, какими являются
системы с дополнительной камерой сгорания в выпускном коллек-
торе, экономически оправдано, по-видимому, только для тепловоз-
ных и судовых дизельных двигателей.
В последнее время значительное развитие получили работы по
турбинам, с так называемой, «изменяемой геометрией».
Целью этих работ является создание устройств, обеспечиваю-
Рис. 1.11. Схемы регулирования производительности
ТКР изменением эффективного проходного сечения
турбины.
28
щих изменение эффективного проходного сечения турбины при
сохранении кпд или его незначительном изменении. Основные конст-
руктивные решения, используемые для изменения пропускной спо-
собности турбины, схематически показаны на рис. 1.11. Они вклю-
чают регулирование путем поворота сопловых лопаток (а, б), с
29
помощью перемещения в осевом направлении цилиндрической пе-
регородки с прорезями для лопаток, изменяющей сечение соплово-
го аппарата (в), путем использования перекрываемого дополни-
тельного канала (г), за счет изменения геометрии канала безлопа-
точного входного аппарата в районе расположения языка (д), (и),,
(ж), с помощью подвижной стенки, перемещающейся в осевом (з)
или в радиальном (е) направлениях.
Основной трудностью при создании турбин с изменяемой гео-
метрией является обеспечение надежности механизма привода ре-
гулирующего устройства при достаточно простой и дешевой его
конструкции. С учетом всех предъявляемых к регулируемым тур-
бинам требований наибольшие перспективы, по-видимому, имеют
регулирующие устройства типа (г) и (е). Опыты, проведенные в
НАМИ, показали, что регулирование с помощью дополнительного
клапана, определенным образом соединенного с основным и не со-
держащего на участке перепуска газа никаких дросселирующих
элементов, может обеспечить изменение пропускной способности
турбины в пределах 30% при снижении ее кпд до 2 3%.
Наиболее распространенный в наше время способ регулирова-
ния путем перепуска газа мимо турбины является, как показывают
расчеты, более экономичным, чем регулирование путем перепуска
воздуха из компрессора. Однако, система регулирования перепуск-
ным воздухом может быть выполнена более простой, дешевой и на-
дежной, т. к. температура перепускаемого воздуха не превышает
120—130°С, а температура газа в турбонаддувных бензиновых дви-
гателях может достигать 950—1000°С. Учитывая это, можно пола-
гать, что для определенных условий работы турбокомпрессора, на-
пример, на бензиновых двигателях легковых автомобилей система
регулирования путем перепуска воздуха из компрессора окажется
достаточно перспективной.
2. ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОТЫ УЗЛА ПОДШИПНИКОВ
Как известно, создание новой конструкции невозможно без тща-
тельной экспериментальной ее доводки. Поэтому в практике завод-
ских исследований уделяется большое внимание разработке мето-
дов исследований и установок, позволяющих получать хорошую
повторяемость результатов исследований.
Узел подшипников ТКР должен сохранять работоспособность
при всех разнообразных изменяющихся режимах работы дизеля:
— при пуске в условиях недостатка смазки;
— при прогреве, когда имеет место низкая температура и высо-
кое давление масла;
30
ПРИ Резко переменных скоростных режимах в условиях изме-
няющегося температурного режима;
при увеличенных зазорах в результате износа подшипников
и разбалансированном роторе;
— при резком падении давления масла перед ТКР, связанным с
отказом узлов и деталей системы смазки.
Одно из условий работоспособности узла подшипников ТКР за-
ключается в сохранении устойчивого вращения ротора ТКР в под-
шипниках при всех режимах работы дизеля.
2.1. Влияние различных факторов на устойчивость
вращения ротора
Неравенства масс и центробежных сил от неуравновешенности
ротора со стороны компрессорного и турбинного колес приводят к
тому, что ротор с консольным расположением колес вращается в
плавающих подшипниках с перекосом и совершает прецессионное
движение. Ротор может также совершать несколько видов попе-
речных колебаний, которые определяются динамическими характе-
ристиками системы ротор—подшипники—опоры. Для определения
действительного вида колебаний ротора необходимо измерить пере-
мещение ротора одновременно хотя бы в 3-х точках по длине. Но
в условиях чрезвычайно ограниченных габаритов узлов подшипни-
ков сделать это трудно. Поэтому естественно стремление к поиску
более простых, но надежных методов исследования устойчивости
вращения вала ротора турбокомпрессора с целью оптимизации
подшипников.
Одним из таких методов- который находит все большее приме-
нение при исследованиях узла подшипников, является определение
параметров устойчивости вращения вала ротора по результатам
измерения траектории его открытого конца. Относительно простое
размещение датчиков, легкость тарировки, высокая точность и по-
вторяемость результатов, большие возможности исследования раз-
личных узлов подшипников делают этот метод доступным даже в
заводской практике.
Естественно, что при такой методике оценить параметры вра-
щения ротора в каждом подшипнике, определить нагруженность
каждого подшипника можно лишь приняв допущение, что попереч-
ные колебания ротора представляют собой угловые с точкой пере-
сечения в центре масс ротора. Это допущение было проведено спе-
циальными опытами, при которых производилось одновременное
измерение параметров вращения ротора на его открытом конце и
у каждого подшипника. В результате установлено, что лишь в ди-
апазоне частоты вращения до 10 тыс. мин.-1 ротор совершает ко-
лебания по цилиндрической форме. На остальных режимах и при
31
помощью перемещения в осевом направлении цилиндрической пе-
регородки с прорезями для лопаток, изменяющей сечение соплово-
го аппарата (в), путем использования перекрываемого дополни-
тельного канала (г), за счет изменения геометрии канала безлопа-
точного входного аппарата в районе расположения языка (д), (и),,
(ж), с помощью подвижной стенки, перемещающейся в осевом (з)
или в радиальном (е) направлениях.
Основной трудностью при создании турбин с изменяемой гео-
метрией является обеспечение надежности механизма привода ре-
гулирующего устройства при достаточно простой и дешевой его
конструкции. С учетом всех предъявляемых к регулируемым тур-
бинам требований наибольшие перспективы, по-видимому, имеют
регулирующие устройства типа (г) и (е). Опыты, проведенные в
НАМИ, показали, что регулирование с помощью дополнительного
клапана, определенным образом соединенного с основным и не со-
держащего на участке перепуска газа никаких дросселирующих
элементов, может обеспечить изменение пропускной способности
турбины в пределах 30% при снижении ее кпд до 2—3%.
Наиболее распространенный в наше время способ регулирова-
ния путем перепуска газа мимо турбины является, как показывают
расчеты, более экономичным, чем регулирование путем перепуска
воздуха из компрессора. Однако, система регулирования перепуск-
ным воздухом может быть выполнена более простой, дешевой и на-
дежной, т. к. температура перепускаемого воздуха не превышает
120—130°С, а температура газа в турбонаддувных бензиновых дви-
гателях может достигать 950—1000°С. Учитывая это, можно пола-
гать, что для определенных условий работы турбокомпрессора, на-
пример, на бензиновых двигателях легковых автомобилей система
регулирования путем перепуска воздуха из компрессора окажется
достаточно перспективной.
2. ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОТЫ УЗЛА ПОДШИПНИКОВ
Как известно, создание новой конструкции невозможно без тща-
тельной экспериментальной ее доводки. Поэтому в практике завод-
ских исследований уделяется большое внимание разработке мето-
дов исследований и установок, позволяющих получать хорошую
повторяемость результатов исследований.
Узел подшипников ТКР должен сохранять работоспособность
при всех разнообразных изменяющихся режимах работы дизеля:
—при пуске в условиях недостатка смазки;
—при прогреве, когда имеет место низкая температура и высо-
кое давление масла;
30
I
— при резко переменных скоростных режимах в условиях изме-
няющегося температурного режима;
— при увеличенных зазорах в результате износа подшипников
и разбалансированном роторе;
— при резком падении давления масла перед ТКР, связанным с
отказом узлов и деталей системы смазки.
Одно из условий работоспособности узла подшипников ТКР за-
ключается в сохранении устойчивого вращения ротора ТКР в под-
шипниках при всех режимах работы дизеля.
2.1. Влияние различных факторов на устойчивость
вращения ротора
Неравенства масс и центробежных сил от неуравновешенности
ротора со стороны компрессорного и турбинного колес приводят к
тому, что ротор с консольным расположением колес вращается в
плавающих подшипниках с перекосом и совершает прецессионное
движение. Ротор может также совершать несколько видов попе-
речных колебаний, которые определяются динамическими характе-
ристиками системы ротор—подшипники—опоры. Для определения
действительного вида колебаний ротора необходимо измерить пере-
мещение ротора одновременно хотя бы в 3-х точках по длине. Но
в условиях чрезвычайно ограниченных габаритов узлов подшипни-
ков сделать это трудно. Поэтому естественно стремление к поиску
более простых, но надежных методов исследования устойчивости
вращения вала ротора турбокомпрессора с целью оптимизации
подшипников.
Одним из таких методов^ который находит все большее приме-
нение при исследованиях узла подшипников, является определение
параметров устойчивости вращения вала ротора по результатам
измерения траектории его открытого конца. Относительно простое
размещение датчиков, легкость тарировки, высокая точность и по-
вторяемость результатов, большие возможности исследования раз-
личных узлов подшипников делают этот метод доступным даже в
заводской практике.
Естественно, что при такой методике оценить параметры вра-
щения ротора в каждом подшипнике, определить нагруженность
каждого подшипника можно лишь приняв допущение, что попереч-
ные колебания ротора представляют собой угловые с точкой пере-
сечения в центре масс ротора.. Это допущение было проведено спе-
циальными опытами, при которых производилось одновременное
измерение параметров вращения ротора на его открытом конце и
у каждого подшипника. В результате установлено, что лишь в ди-
апазоне частоты вращения до 10 тыс. мин.-1 ротор совершает ко-
лебания по цилиндрической форме. На остальных режимах и при
31
различных параметрах подаваемого масла (температура, давле-
ние) сохраняется коническая форма поперечных колебаний ротора.
Одновременно установлено, что изгиб ротора на всех режимах его
работы, кроме аварийных ситуаций, настолько незначителен, что
им можно пренебречь.
Аппаратура для исследований устойчивости вращения ротора
ТКР по результатам измерения траектории его конца включает в
себя две пары индуктивных датчиков JWB—102 (фирмы RFT,
ГДР), соединенных по обычной мостовой схеме, сигнал с которых
усиливается с помощью усилителей ИММ.—131 (ГДР) и ТДА —
1/А, затем регистрируется на фотобумаге шлейфного осциллогра-
фа Н — 105, и одновременно — на экране катодного осциллографа
С1-30 в виде траекторий, которые фотографировались на пленку
фотоаппаратом. Блок-схема аппаратуры показана на рис. 2.1. При-
меняемая аппаратура позволяет получать кривые колебний ротора
в двух плоскостях, а также суммарную траекторию движения конца
вала ротора без искажений в диапазоне частот до 1200 гц. Для
обеспечения линейных характеристик датчиков зазор между ними
и поверхностью специальной втулки составляет 3 мм. Эта втулка,
выполненная из алюминиевого сплава, наворачивалась на резьбо-
вой конец вала ротора. Биение цилиндрической поверхности втул-
ки относительно шеек вала ротора составляло не более 5 мкм.
Статическую тарировку аппаратуры проводили в специальном
приспособлении, позволяющем датчикам перемещаться на любую
величину в двух взаимноперпендикулярных плоскостях. Таким об-
разом устанавливалась зависимость величины отклонения луча
шлейфного осциллографа от величины перемещения датчиков. Для
динамической тарировки использовали вибргодинамик с установ-
ленной на плите втулкой и неподвижно закрепленными датчиками.
Результаты тарировки свидетельствуют, что в диапазоне измене-
имн- ш
Анализатор
нолря Ксения
Рис. 2.1. Блок-схема аппаратуры для измерения амплитуды:
траектории конца вала ротора.
32
нии колебаний втулки до 1 мм и частот до 1000 гц характеристики
аппаратуры остаются линейными.
Пример записи осциллограмм показан на рис. 2.2. Кривая 1 ха-
рактеризует перемещение конца вала в вертикальной плоскости, а
кривая 2 — в горизонтальной. Справа показана фотография траек-
тории вращения конца вала с экрана катодного осциллографа. Эта
траектория является результирующей указанных кривых 1 и 2,
Каждая из кривых состоит из высокочастотных колебаний, соответ-
ствующих частоте вращения вала (оборотная компонента), и низ-
кочастотных, являющихся результатом вибраций во внутреннем и
наружном масляном слое узла подшипников (прецессионная ком-
понента).
Обработку полученных кривых проводили в соответствии с ме-
тодическими указаниями, содержащимися в [2]. В качестве оце-
ночного параметра принималась относительная величина траекто-
рии конца вала ротора А, равная отношению измеренной величины
траектории к максимально возможному перемещению конца вала
ротора при его перекосе в подшипниках, собранных без смазки.
Сравнительные исследования ТКР 11 с обоими типами узла
подшипников (вращающимися втулками и неподвижной моновтул-
кой), проведенные на дизеле в
моторном боксе и на безмоторном
стенде позволили установить, что
в траектории движения ротора
при работе ТКР на двигателе по-
является компонента, определяе-
мая вибрацией самого двигателя
с частотой Г— ’I гц. Амплитуда
этой составляющей не превышает
10—15% от общей амплитуды
движения ротора и остается пос-
тоянной при всех скоростных ре-
жимах работы ТКР на дизеле и
при различных условиях подачи
масла. Так при работе ТКР с ВВ на
ля мощностью 370 кВт, при частоте вращения ротора пт =
= 59000 мин-1, общая двойная амплитуда перемещения ротора со-
ставляет 0,3 мм, а амплитуда с частотой 105 гц (от вибрации дви-
гателя) всего 0,03 мм. Ни качественного, ни количественного изме-
нения составляющих компонент (с частотой вращения ротора и с
частотой прецессионного движения) при работе ТКР на двигателе
не происходит. Поэтому все дальнейшие иследования проводили на
3 Заказ 286 33
Рис. 2. 2. Пример записи осцилло-
грамм траектории конца вала ро-
тора.
1 — вертикальной плоскости; 2 —
в горизонтальной плоскости.
номинальном режиме двигате-
безмоторном стенде при температуре газа перед турбиной равной
650°С.
Устойчивость вращения ротора исследовалась в диапазоне час-
тот вращения от 15 до 70 тыс. мин-1 при установке вращающихся
втулок (ВВ) и неподвижной моновтулки (НМ). Проверялось вли-
яние давления масла в диапазоне от 0,075 до 0,6 МПа и температу-
ре масла от 20 до 110°С при различных сочетаниях внутреннего и
наружного зазоров, величины которых были выбраны из условия
обеспечения работоспособности узла подшипников с учетом рассе-
ивания величин зазоров при серийном изготовлении, а также с уче-
том износа деталей при эксплуатации. Величина балансировки ро-
тора составляла 0,15; 0,75 и 1,5 гем. Величину балансировки изме-
няли без разборки ТКР путем вворачивания в тело колес грузи-
ков определенной массы. Было исследовано также поведение рото-
ра в неблагоприятных условиях работы ТКР при пуске дизеля и в J
аварийных ситуациях, таких как резкое снижение давления масла |
перед подшипниками. I
Частота вращения ротора измерялась с помощью индукцнонно- I
го датчика, установленного перед колесом компрессора. }
Для измерения частоты вращения втулки подшипников исполь- |
зовался емкостный датчик, а в тело втулки были установлены за- j
подлицо два магнитных стержня с диаметрально противоположных I
сторон. Индикация показаний осуществлялась цифровыми частото- |
мерами, разработанными на Ярославском моторном заводе с точ- |
ностью ±50 мин-1. I
Суммарная относительная погрешность измерения траектории |
вращения вала, определяемая суммой частных погрешностей тари- |
ровки и обработки осциллограмм, не превышала ±1,5%. |
Необходимость сравнения двух типов узлов подшипников on- I
ределила разработку комплексной методики исследований, вклю-
чавших в себя, в первую очередь, выяснение роли наружного и
внутреннего зазоров в подшипниках при вращении плавающего эле-
мента или без него. Важность этого вопроса очевидна. Зачем иметь
две пары изнашиваемых поверхностей в подшипнике, если можно
обойтись одной при условии сохранения работоспособности на од-
ном и том же уровне? Для ответа на этот вопрос исследованиям
подвергались узел подшипников с вращающимися втулками (ВВ)
серийного ТКР и с невращающейся моновтулкой (НМ) нескольких
опытных образцов ТКР с одним и тем же диаметром вала равным
17 мм. Исследования узлов подшипников проводились при различ- |
ных сочетаниях наружного и внутренних зазоров при разбаланси- |
рованном роторе.
В результате проведенных работ установлено, что внутренний
и наружный зазоры в узле подшипников оказывают различное вли-
г
34 !
яние на поперечные колебания ротора, которые можно оценить по
траектории конца вала ротора.
Так для узла подшипников с ВВ увеличение внутреннего зазора
ют 0,05 до 0,11 мм при частоте вращения отбалансированного рото-
ра равной пт = 60 тыс. мин-1 приводит к резкому нарастанию вели-
чины А до значений, равных 0,8—0,9 от предельных. В то же время
в. узле подшипников с НМ в этих же условиях изменение А проис-
ходит более плавно и ее максимальное значение не превышает 0,4
ют предельного. Узел подшипников с НМ может нормально рабо-
тать при вдвое больших внутренних зазорах, чем узел подшипни-
ков с ВВ.
Влияние наружного зазора в исследуемых узлах подшипников
противоположно: увеличение его в узле подшипников с ВВ приво-
дит к появлению неустойчивых режимов работы, в то время как в
узле подшипников с НМ по мере увеличения наружного зазора про-
исходит стабилизация вращения ротора. Аналогичное протекание
зависимостей имеет место и при меньших частотах вращения. При-
чину столь резкого влияния зазоров в узле подшипников с ВВ сле-
дует искать в изменении демпфирующих свойств подшипника при
изменении частоты вращения плавающей втулки.
При вращении втулки в каждом зазоре возникает гидродинами-
ческая несущая сила. Демпфирующая сила в зазорах будет скла-
дываться из двух сил — вязкостной, являющейся функцией скоро-
сти изменения зазора и вязкости масла, и гидродинамической, оп-
ределяемой угловой скоростью. При увеличении внутреннего зазо-
ра угловая скорость вращения втулки уменьшается, следовательно,
будет уменьшаться и несущая сила в наружном зазоре. Суммар-
ная демпфирующая сила будет также уменьшаться. Во внутреннем
зазоре наоборот: несущая сила будет возрастать при снижении
вязкостной составляющей из-за увеличения зазора. Аналогичные
явления будут происходить и при уменьшении наружного зазора.
При увеличении наружного зазора угловая скорость втулки будет
возрастать и произойдет перераспределение несущей и вязкостных
сил в зазоре. Очевидно, роль несущей силы в общем балансе демп-
фирования довольно существенная, что подтверждается результата-
ми опытов с изменяемой величиной давления масла. При больших
давлениях масла, когда втулка прижата к торцу, влияние зазоров
на ее угловую скорость меньше, чем при малых давлениях
(рис. 2.3а). Если при давлении масла 0,3 МПа увеличение наруж-
ного зазора на 0,07 мм приводит к увеличению величины траекто-
рии всего на 8%, то при давлении 0,075 МПа то же изменение за-
зора делает узел подшипников практически неработоспособным
из-за резкого возрастания А почти до 1.
Устойчивость вращения ротора в узле подшипников с НМ прак-
3* 35
Рис. 2.3. Изменение величины траектории конца ротора в зависимости от
внутреннего (1) и наружного (2) зазоров д мм.
Пт = 70 000 мин-1; tM—90 °C; дисбаланс ротора 0,15 гем (нормальный по техн,
условиям) а) узел подшипников с ВВ; б) узел подшипников с НМ. • -Рм —
= 0,6; ДА — =0,45; — =0,3; XX — =0,15; v V — =0,075 МПа.
36
тически не зависит от давления масла в исследуемом диапазоне
при любом сочетании внутреннего и наружного зазоров, так как
демпфирующие свойства этого узла определяются в основном его
геометрическиим размерами и вязкостью масла, которая определя-
ется только его температурой. Увеличение внутреннего зазора при-
водит к ухудшению устойчивости вращения ротора, однако, темп
роста значительно меньше.
Влияние изменения наружного зазора в узле подишпников с
НМ (рис. 2.3 б,кривая 2) противоположно его влиянию в узле под-
шипников с ВВ. Увеличение зазора от 0,08 до 0,15 мм уменьшает
величину А почти вдвое, а затем влияние зазора становится мало-
заметным. Следует сказать, что как при зазоре 0,08 так и при
0,15 мм ротор вращается в узле подшипников устойчиво, отличие
заключается лишь в разнице величин траекторий.
Таким образом, установлены оптимальные внутренние зазоры
для узла подшипников с ВВ равные 0,05—0,055 и для узла под-
шипников с НМ равные 0,045—0,05 мм. При таких внутренних за-
зорах наружные зазоры должны выполняться для узла подшипни-
ков с ВВ в пределах 0,1—0,11 мм и для узла подшипников с НМ
0,13—0,14 мм.
Предельными зазорами, при которых может обеспечиваться ра-
ботоспособность узла подшипников с ВВ; являются: внутренний
зазор 0,09—0,1 мм, наружный зазор 0,16—0,17 мм. Причем мень-
шие величины соответствуют установлению минимального давле-
ния масла равного 0,075—0,15 МПа. Предельным внутренним за-
зором для узла с НМ является величина 0,13—0,14 мм при любых
давлениях масла вплоть до 0,075 МПа.
Влияние величины и направления векторов дисбаланса иссле-
дованы в узле подшипников с ВВ и НМ при одинаковых зазорах:
внутреннем 0,05 и наружном 0,11 мм, соответствующих оптималь-
ным зазорам для узла подшипников с ВВ. Установлено, что для
обоих узлов подшипников наиболее благоприятное расположение
векторов дисбаланса на колесах — совпадающее в одну сторону
положение и под углом 90° (рис. 2.4). Причем для узла подшипни-
ков с НМ резкое повышение А происходит лишь в узком диапазоне
«критической» частоты вращения ротора равной 33,5 тыс. мин-1.
При максимальной частоте вращения (70 тыс. мин-1) увеличение
дисбаланса в 10 раз приводит к увеличению величины А лишь на
34% при противоположном расположении векторов и на 69% при
совпадающем. Причина этого заключается в том, что совпадающее
направление центробежной нагрузки изгибает консольный ротор
по первой форме изгиба, что способствует резонансу с собственной
частотой колебаний ротора на критических частотах вращения.
Противоположное направление дисбалансов способствует возбуж-
37
Рис. 2.4. Изменение относительной амплитуды траекто-
рии ротора в узлах подшипников с НМ (а) и ВВ (б) в
зависимости от частоты вращения ротора пт при внут-
реннем зазоре 0,05 мм, наружном зазоре 0,11 мм.
tM = 90°C; рм = 0,3 МПа.
1 — нормально отбалансированный ротор, дисбаланс
Д-0,15 гем; 2 —Д-0,75 а-180°; 3— =0,75 =90°;
4—=1,5 =180°; 5—=1,5 =90°; 6 —=1,5 гсм = 0°.
дению второй формы изгибных колебаний ротора, совпадение кото-
рой в рабочем диапазоне с резонансовой частотой вращения рото-
ра не достигается.
Исследования узла подшипников с ВВ при неблагоприятном со-
четании векторов дисбаланса, увеличенном в 10 раз по отношению
к исходному (рис. 2.3), показало, что протекание A=f(nT) не-
сколько отлично, чем для узла подшипников с НМ. Имеет место
небольшая пика А на критической частоте вращения по величине
вдвое меньшая, чем для узла подшипников с НМ, затем плавный
рост Xдо значений 0,55 при 70 тыс. мин-1. Узел подшпиников с НМ
на частотах вращения выше резонансной частоты работает с мень-
шими амплитудами прецессии и при 70 тыс. мин-1 величина А со-
ставляет 0,44. Следует заметить ,что в исследованных вариантах
зазоры были одинаковыми для обоих узлов подшипников, причем
38
Рис. 2.5. Изменение относительной ампли-
туды траектории ротора А в зависимости от
частоты вращения.
a) tM = 90cC; рм=0,3 МПа; б) tM=20°C;
Рм~0,6 МПа. 1—узел подшипников с ВВ,
Д=0,15; 2 — узел подшипников с ВВ, Д =
— 1,5, а —0, 3 — узел подшипников с НМ,
Д = 0,15, 4 — узел подшипников с НМ, Д =
= 1,5, а=0, 5 — узел подшипников с УНМ,
Д = 0,15, 6 — узел подшипников с УНМ,
Д=1,5 гем, а=0.
наружный зазор, равный 0,11 мм, не являлся оптимальным для
НМ, как это следует из рис. 2.3.
Исследования узла подшипников с НМ с разбалансированным
ротором при увеличении до 0,135 мм наружном зазоре подтверди-
ли это. При нормальной и увеличенной в 10 раз разбалансировке
ротора устойчивость его вращения во всем диапазоне частоты
лучше.
39
Как уже отмечалось выше, демпфирующие свойства подшип-
ников зависят от гидродинамических и вязкостных составляющих
сил в масляном слое. При изменении вязкости масла будет менять-
ся и траектория вращения конца вала ротора. При пониженной
вязкости масла значительно возрастет жесткость масляной пленки
и ухудшаются вязкостные демпфирующие свойства наружного за-
зора. Причем в узле подшипников с НМ это происходит заметней,
чем в узле подшипников с ВВ. Это объясняется тем, что вязкость
масла в наружном зазоре НМ остается практически такой же, как
и на входе в узел подшипников, в то время как в наружном зазоре
ВВ вязкость снижается из-за подогрева при тепловыделении в ре-
зультате сил гидродинамического трения при вращении втулки.
Поэтому оба узла подшипников с оптимальными зазорами были
испытаны при температуре масла 20°С и давлении 0,6 МПа
(рис. 2.5). Действительно, если в узле подшипников с ВВ возраста-
ние А при 33 тыс. мин-1 происходит до величины равной 0,55, то
узел подшипников с НМ на этой частоте вращения оказался не
работоспособным (А=1). Для устранения потери устойчивости
вращения ротора на критической частоте вращения длина ротора в
опорах (и, соответственно, длина моновтулки), были уменьшены на
13 мм. Все остальные размеры и зазоры были оставлены прежни-
ми. При подаче холодного масла пиковое повышение амплитуды
перемещения конца вала при его перекосе в подшипниках в зоне
критической частоты вращения исчезло, а в диапазоне частот вра-
щения 40000—70000 мин-1 параметры устойчивости вращения ро-
тора стали даже несколько лучше, чем при горячем масле (рис. 2.5,
кривая 6).
Исследования поведения ротора в аварийных ситуациях, приво-
дящих к быстрому снижению давления масла перед подшипника-
ми, проводились на стенде, в масляную систему которого был уста-
новлен клапан, управляемый от электромагнита. При открытии
клапана происходил резкий сброс давления масла за счет стравли-
вания большей части подаваемого насосом масла в масляный бак
через сменный жиклер. Сброс давления осуществлялся при различ-
ных частотах вращения ротора с первоначально установленной
величиной равной 0,6 МПа до значений 0,3; 0,15 и 0,05 МПа, кото-
рые достигались путем подбора проходного сечения жиклера на
магистрали сброса масла. Время сброса давления масла опреде-
лялось начальной и конечной величиной давления и при данных
исследованиях изменялось от 0,2 до 0,6 с. При небольших скорос-
тях изменения давления масла 0,1 МПа/с, оба узла подшипников
сохраняют работоспособность даже при достижении величины дав-
ления масла равной 0,05 МПа. Увеличение скорости сброса давле-
ния приводит к нарушению устойчивого вращения ротора в узле
40
подшипников с ВВ. В то же время одна величина скорости сброса
давления недостаточна для характеристики работоспособности уз-
ла подшипников. Например, никаких нарушений устойчивости вра-
щения ротора не происходило при скорости 1,35 МПа/с, в то вре-
мя как при 0,73 МПа/с ротор терял устойчивость. Существенную
роль при этом оказывают величина давления масла, до которой
осуществлялся сброс давления, и исходная частота вращения ро-
тора. Поэтому для оценки устойчивости вращения ротора в этих
условиях был введен коэффициент скорости сброса Кс
<2.1)
где рм — исходная величина давления масла,
рм: мин — величина давления масла, до которой осуществляли
сброс;
Дт — время сброса от рм до рм. мин, С.;
Дт — время сброса от рм до рм. мин, С.;
Wh — нижний предел угловой скорости вращения ротора, при
которой еще не происходит потери устойчивости, 1/с.
С помощью коэффициента Кс определена область неустойчиво-
сти режимов работы узла подшипников с ВВ. Действительно, при
Кс^8-10~3 неустойчивое вращение наблюдается практически при
всех частотах вращения ротора. Узел подшипников с НМ не обла-
дает зоной неустойчивых режимов в диапазоне изменения Кс от
4-10~4 до 4-10~2.
В результате комплексного исследования устойчивости враще-
ния ротора в подшипниках различной конструкции установлено
следующее:
— величины внутреннего и наружного зазоров в узлах подшип-
ников и их соотношение оказывают существенное влияние на ус-
тойчивость вращения ротора в подшипниках рассматриваемого
типа;
— для обоих типов подшипников существуют оптимальные соот-
ношения наружного и внутреннего зазоров, а также их величины,
при которых достигается наибольшая устойчивость вращения ро-
тора. Для узла подшипников с ВВ внутренний равен 0,05—0,055 мм,
наружный 0,1—0,11 мм. Для узла подшипников с НМ соответст-
венно— 0,045—0,050 и 0,13—0,14 мм (при диаметре вала 17 мм);
— при изменении диаметра вала внутренние зазоры для типо-
размеров ТКР 11 и ТКР 9 следует выполнять в диапазоне 0,003—
0,0033 от диаметра вала, наружный 0,014-0,011;
— в узле подшипников с ВВ влияние зазоров на устойчивость
вращения ротора проявляется в большей степени, чем в узле под-
шипников с НМ;
41
— на устойчивость вращения ротора оказывают влияние давле-
ние, температура масла и дисбаланс ротора. Причем наиболее бла-
гоприятным сочетанием является несовпадающее направление век-
торов дисбаланса на колесах компрессора и турбины.
Узел подшипников с НМ обладает рядом преимуществ перед
узлом подшипников с ВВ, особенно при специфических условиях,
присущих работе на автомобильном дизеле. К числу этих преиму-
ществ относятся:
— малая чувствительность к давлению масла перед подшипни-
ками, как при медленном его изменении, так и при быстром сбросе;
— более устойчивое вращение ротора с меньшими амплитудами
поперечных колебаний при любых условиях подачи масла с раз-
личной степенью разбалансировки ротора;
— лучшая ремонтоспособность узла, так как поверхности кор-
пуса подшипников, сопряженные с неподвижной моновтулкой, не
подвержены износу, как это имеет место в узле подшипников с ВВ.
Для автотракторных турбокомпрессоров узел подшипников це-
лесообразно выполнять с невращающейся моновтулкой с подводом
масла в полость между опорными поверхностями через ШТИФТ—
СТОПОР (рис. 1.6в). Осевую фиксацию ротора в этом случае це-
лесообразно выполнять с упорами в торцы моновтулки. Торцевую
упорную поверхность моновтулки следует выбирать из условия обе-
спечения минимума потерь при осевой нагрузке, пропорциональной
площади колеса.
-Т1“_«0,02 (2,2)
Г к
Для уменьшения динамической составляющей нагрузки на тор-
цы моновтулки колесо турбины, воспринимающее пульсирующее
давление газа, должно выполняться без диска. В этом случае воз-
растет статическая нагрузка на торец со стороны турбины, но
уменьшится динамическая составляющая. Кроме того, это меро-
приятие уменьшит момент инерции ротора, что благоприятно ска-
жется на динамике разгона дизеля.
Особое внимание следует обратить на сопряжение стопор-мо-
новтулка. Расчет на смятие поверхности алюминиевой моновтулки
ТКР И под действием пульсирующей нагрузки равной 60 кг по-
казал, что для долговечной работы опорная поверхность должна
быть не менее 0,007 площади колеса. При этом предполагается, что
касание штифта и отверстия происходит по линии шириной в 1 мм,
а допускаемое напряжение смятия равно 30 кг/мм2. Длина моно-
втулки и длина ротора в опорах определяет жесткость ротора. По
аналогии с исследованной конструкцией узла подшипников ТКР П
с невращающейся моновтулкой длина вала в подшипниках не
должна превышать 4-х диаметров вала.
УЗЕЛ ПОДШИПНИКОВ С ВОЗДУШНОЙ СМАЗКОЙ
Известны конструкции тепловых машин, где в качестве смазки
подшипников применяется воздух. Это, так называемые, газоста-
тические подшипники.
Воздушная смазка имеет определенные преимущества перед
жидкостной, которые делают перспективным ее примнение в под-
шипниках турбокомпресоров, используемых для наддува двигате-
лей.
К числу преимуществ воздушной смазки относятся малая вяз-
кость воздуха, что обеспечивает значительное снижение потерь на
трение в подшипниках и повышение кпд турбокомпрессора, особен-
но заметное в области низких скоростных режимов работы двига-
теля. Другим важным преимуществом является химическая ста-
бильность воздуха в широком интервале температур. Это, а также
возможность отвода отработавшего в качестве смазки воздуха в
проточную часть турбокомпрессора или в окружающую среду, поз-
воляет упростить конструкцию узла подшипников благодаря не-
нужности сложной теплоизоляции и уплотнений. Однако, малая
вязкость воздуха создает также и основные трудности при отра-
ботке конструкции подшипников в связи со значительным сниже-
нием жесткости и несущей способности смазочного слоя.
Существует большое число конструктивных схем и вариантов
конструкций газостатических подшипников, разработанных для
различных условий работы. Анализ этих конструкций показал це-
лесообразность применения в качестве основного элемента узла
подшипников автомобильного турбокомпрессора полой плавающей
моновтулки 1 (рис. 2.6), торцевые поверхности которой использу-
ются как упорные подшипники (подпятники). Благодаря возмож-
ности отвода воздушной смазки в проточную часть турбокомпрес-
сора в качестве упорных гребней могут быть использованы торце-
вые поверхности колес турбины 2 и компрессора 3. Такая конст-
руктивная схема значительно облегчает обеспечение высокой точ-
ности взаимного расположения упорных и опорных поверхностей
втулки подшипника, а также взаимного расположения (перпенди-
кулярности) упорных поверхностей колес и опорной поверхности
вала. Отвод воздуха из внутренних зазоров между моновтулкой и
ротором осуществляется в полый ротор, а затем через сверления в
колесах турбины или компрессора — в их проточную часть. Моно-
втулка фиксируется в корпусе подшипников с помощью штуцера 5,
через который подводится сжатый воздух для смазки. Подвод воз-
духа в зазоры осуществляется через два ряда радиальных и один
ряд торцевых отверстий, выходящих в кольцевые канавки глу-
биной 0,3 и шириной 1 мм. Количество отверстий в одном ряду—-
6—8, их диаметр — 0,4—0,6 мм. Основные геометрические парамет-
42
43
Рис. 2.6. Узел подшипников с воздушной
смазкой.
1 — плавающая моновтулка; 2 — колесо
компрессора; 3 — колесо турбины; 4 — кор-
пус подшипников; 5 — штуцер подвода
воздуха.
ры исследованного подшипника: диаметр вала ротора — 40 мм;
длина моновтулки — 75 мм; ее наружный диамтр — 86 мм; диаметр
подпятников — 70 мм. Масса ротора в сборе — 0,95 кг; масса мо-
новтулки — 0,9 кг. С целью компенсации неодинаковых радиаль-
ных тепловых расширений плавающей втулки и корпуса подшип-
ников зазор и обеспечения эффективного демпфирования при ра-
боте турбины на газе с температурой 500—650°С зазор между ука-
занными деталями был выполнен переменным в осевом направле-
нии и составлял 50 мкм со стороны компрессора и 95 мкм со сто-
роны турбины. Собственная частота изгибных колебаний ротора
была близка к 1500 гц.
Испытания и отработка подшипников с воздушной смазкой осу-
ществлялись в составе турбокомпрессора типоразмера ТКР 9 на
безмоторном стенде. Для смазки подшипника использовался воз-
дух, отбираемый из сети сжатого воздуха за водомаслоотделителем
и очищенный с помощью фильтра из нетканного материала.
В результате исследований различных вариантов узла воздуш-
ного подшипника была создана конструкция, обеспечивающая эф-
фективное демпфирование колебаний ротора, обусловленных оста-
точным дисбалансом даже при низких давлениях воздушной смаз-
44
ки. Так, один из вариантов был испытан при частоте вращения ро-
тора равной 78000 мин-1, uTi = 390 м/с и избыточном давлении воз-
духа, подаваемого в подшипник, равно НО КПа. Узел подшипни-
ков с оптимизированными размерами радиальных зазоров (6/dB—:
= 0,0012-4-0,0016) был испытан также при работе турбины на горя-
чем газе с температурой до 650°С. Суммарная наработка турбо-
компрессора с газостатическими подшипниками при этих парамет-
рах газа перед турбиной и частоте вращения ротора пт = 52000—
60000 мин-1 составила 40 ч.
2.2. Механический кпд узла подшипников
Определение механических потерь является частью гидродина-
мического расчета узла подшипников с целью нахождения опти-
мальной температуры масла в подшипнике, а также его количест-
ва, необходимого для ее поддержания.
Как известно, механический кпд турбокомпрессора можно оп-
ределять калориметрическим методом, мощностным и методом вы-
бега. Наиболее точным методом является мощностной, основанный
на непосредственном измерении реактивного момента трения, воз-
никающего в подшипниках. Однако, он требует создания специ-
альной установки, в которой были бы решены сложные конструк-
Рис. 2.7. Изменение механических потерь в узлах подшипников ТКР по данным:
1 —ЦНИДИ; 2 — НАТИ; 3 — НАМИ; 4 — ЯМЗ, узел подшипников с вращаю-
щимися втулками; 5 — ЯМЗ, узел подшипников с моновтулкой.
45
торские задачи, связанные с уплотнениями полостей турбины и
компрессора, подвода и отвода смазки.
Метод выбега в малоразмерных турбокомпрессорах не приме-
няется из-за того, что вентиляторные потери вращающихся колес
сопоставимы с потерями на трение в узле подшипников.
Калориметрический метод, основанный на измерении перепада
температур масла до и после узла подшипников, является наиболее
доступным, а потому и более разработанным. Однако, сложность
учета распределения тепловых потоков в турбокомпрессоре приво-
дит к тому, что однотипные модели ТКР со сходными узлами под-
шипников имеют различную величину механических потерь
(рис. 2.7).
Для определения механического кпд мощностным методом на
ЯМЗ создана специальная установка, включающая в себя испытуе-
мые узлы подшипников, установленные на шарикоподшипники.
При создании установки были решены вопросы, касавшиеся бес-
контактных уплотнений газовоздушных и масляных полостей, под-
вода и слива масла из ТКР, измерения момента трения раздельно’
в радиальных и упорном подшипниках (рис. 2.8). Реактивный мо-
мент (момент трения) замерялся с помощью тензобалочки и ди-
намометрических весов при частоте вращения ротора ТКР до
70000 мин-1 при различных температурах и давлениях масла. Мак-
симальная относительная погрешность измерения реактивного мо-
мента составляла ±0,5%.
При известном моменте трения механический кпд турбокомп-
рессора рассчитывался по формуле:
(2.3)
где NTP — мощность трения,
Nk — мощность, потребляемая компрессором.
(2.4}
Сопоставление результатов исследований узла подшипников с
НМ, проведенных различными методами, свидетельствует о том,
что даже при тщательно проведенных опытах калориметрическим
способом величины механических потерь получаются на 20—25%
меньше, чем измеренные мощностным способом, (рис. 2.7).
Диаметр вала ротора является основным геометрическим раз-
мером, определяющим величину потерь на трение в опорных под-
шипниках. Для одного типоразмера ТКР, например ТКР П, умень-
шение диаметра с 20 до 14 мм (на 30%) приводит к уменьшению
46
Рис. 2.8. Установка для замера мощности
трения в узле подшипников ТКР
потерь на трение более чем на 40% при частоте вращения ротора
60 тыс. мин-1.
Оптимальным относительным диаметром вала для ТКР типа
ТКР И, ТКР 8,5 и ТКР 7 целесообразно признать диаметр рав-
ный 0,13—0,15 от диаметра колеса компрессора, причем большие
значения относятся к меньшим типоразмерам ТКР по соображе-
жениям технологического порядка.
В результате проведенных исследований установлено, что сум-
марные потери на трение в узле подшипников с невращающейся
моновтулкой (НМ) примерно на 10% больше, чем в узле подшип-
ников с вращающимися втулками (ВВ). Это приводит к разнице в
механическом кпд турбокомпрессора около 1%.
В предыдущем разделе было отмечено, что применение невра-
щающейся моновтулки требует более короткой опорной поверхно-
сти вала. В связи с этим, появляется возможность уменьшения диа-
метра вала при невращающейся моновтулке и тем самым повыше-
ние механического кпд узла подшипников. При тщательно доведен-
ной конструкции узлы подшипников с вращающимися втулками и с
невращающейся моновтулкой будут характеризоваться одинако-
выми значениями мощности трения, а значит и механического кпд.
При работе автомобильного двигателя по номинальному режиму
механический кпд ТКР достаточно высок и составляет 94—96%.
При уменьшении частоты вращения коленчатого вала двигателя
механический кпд ТКР снижается до 90%. Это снижение отрица-
тельно влияет на уровень давления наддува при работе двигателя
по режиму максимально крутящего момента. При установке одно-
47
Рис. 2.9. Гидравлическая характери-
стика двигателей (а) и изменение кпд
ТКР 11 при рм = 0,45 МПа, tM = 90°C,
tT=60°C (б).
1 — внешняя скоростная характери-
стика двигателя; 2 — нагрузочная ха-
рактеристика при nKOM = const; 3 —
узел подшипников с плавающими
втулками; 4 — узел подшипников с
невращающейся моновтулкой.
го типоразмера турбокомпрес-
сора на двигатели с различным
рабочим объемом и уровнем
форсирования общий кпд тур-
бокомпрессора будет меньше
при работе на двигателе с
меньшим литражом (меньшим
расходом воздуха). Это ухуд-
шение кпд турбокомпрессора
будет обусловлено более низ-
ким механическим кпд. Сказан-
ное иллюстрируется рис. 2.9.
При работе ТКР И на двига-
теле ЯМЗ-238НБ его механи-
ческий кпд ниже, нежели при
работе на двигателе ЯМЗ-
8401, отличающимся рабочим
объемом и уровнем форсиро-
вания.
Как известно, двигатель
легкового автомобиля работает
в более широком диапазоне ча-
стот вращения коленчатого ва-
ла, чем дизель грузового авто-
мобиля. Поэтому повышение
механического кпд турбокомп-
рессора двигателя легкового
автомобиля в зоне низких час-
тот вращения вала является
весьма настоятельной задачей.
По данным фирмы «Мицубиси»
(Япония) в результате усовер-
шенствования узла подшипни-
ков турбокомпрессора ТДО2 (бк2=34 мм, dB=^5 мм) удалось уве-
личить избыточное давление наддува в 3 раза за счет уменьшения
рабочих (поверхностей подшипника на 70% и в 2 раза за счет
уменьшения диаметра вала ротора на 20% при частоте вращения
вала двигателя 2000 мин-1.
Разработанная установка для определения механического кпд
узла подшипников позволила оценить и уровень потерь в упорном
подшипнике. Потери на трение в упорном подшипнике составляют
примерно 1/3 от суммарных потерь в узле подшипников. Величина
потерь на трение в упорном подшипнике определяется величиной
действующих на подшипник нагрузок и его геометрическими раз-
48
мерами. При сохранении одного и того же внутреннего диаметра4
одинаковым, увеличение наружного диаметра в 1,25 раза приводит
к увеличению потерь более чем на 70% при одной и той же окруж-
ной скорости вала. Этот вывод необходимо учитывать при выборе
геометрических параметров подшипника.
Потери на трение в упорном подшипнике могут быть уменьше-
ны за счет рационального выбора соотношения диаметров подшип-
ника. Для ТКР типа ТКР 11, ТКР 8,5 и ТКР 7 отношение наруж-
ного диаметра к внутреннему следует выбирать в пределах 1,2—1,3.
Для повышения механического кпд ТКР следует применять,
компрессоры, работающие в области больших величин коэффици-
ентов расхода ерь
УПОРНЫЙ подшипник
В общем случае нагрузка на упорный подшипник турбокомпрес-
сора определяется действующими на него внешними силами от'
пульсирующих давлений газа и воздуха в проточных частях тур-
бины и компрессора. Под действием переменных газовых сил ротор-
совершает колебательное движение вдоль продольной оси. Харак-
тер движения зависит от совокупности сил: инерционной, опреде-
ляемой массой ротора; демпфирующей, которая является функци-
ей нескольких переменных (вязкость масла, соотношения зазоров,
и площадей и т. д.); и поддерживающей гидродинамической силы
масляного слоя.
Динамическая нагруженность упорного подшипника оценива-
лась по результатам тензометрии специального упорного фланца,,
который воспринимал осевые перемещения ротора. Для исключе-
ния влияния высоких температур в измериетльную схему были
введены термокомпенсационные датчики, а тарировка осуществля-
лась при различных значениях температур.
Погрешность измерения осевого усилия как и при обычном тен-
зометрировании можно оценить суммой относительной погрешности
тарировки и погрешностей считывания величин нагрузки с осцил-
лограмм. Нагружение упорного подшипника в специальном при-
способлении осуществлялось пружинным динамометром до 50 кгс
с ценой деления шкалы 0,5 кгс. Это обеспечивало максимальную
относительную погрешность при измерении осевой нагрузки до
20 кгс±1,25%. Суммарная максимальная погрешность измерения
осевого усилия при погрешности считывания с осциллограмм рав-
ной ±1,0% составит ±2,25%.
Результаты исследований, проведенных с помощью тензомет-
рии упорного подшипника ТКР, свидетельствуют о том, что в пуль-
сирующем потоке газа упорный подшипник нагружается динами-
4 Заказ 286
4а?
Фис. 2.10. Изменение нагрузки на упорный
подшипник в зависимости от коэффициента
.расхода (р, при испытании на безмоторном
стенде (а) и на двигателе (б) по углу поворо-
та коленчатого вала фК:в.
к — со стороны компрессора; т — со стороны
турбины.
ческой силой с частотой,
равной частоте работы
цилиндров двигателя. Ве-
личина динамической на-
грузки в 4—5 раз превы-
шает статическую при
работе ТКР в стационар-
ном потоке газа, напри-
мер, при работе его на
безмоторном стенде при
исследовании показате-
лей компрессора или тур-
бины (рис. 2.10). Боль-
шие значения нагружен-
ности упорного подшип-
ника при работе на без-
моторном стенде могут
иметь место лишь при ис-
следованиях компрессор-
ной ступени в области
больших коэффициентов
расхода воздуха <pi^0,4.
В этой области неболь-
шое изменение cpi приво-
дит к существенному рос-
ту нагруженности упор-
ного подшипника и даже
к его отказу, если несу-
щая способность подшип-
ника будет меньше дейст-
вующих нагрузок.
2.3. Износостойкость узла подшипников
Как показывает опыт эксплуатации, процессы износа в узле
подшипников ТКР происходят по иному, нежели в обычных под-
шипниках скольжения двигателя. Причина этого заключается в не-
которых особенностях режима работы и конструкции узла под-
шипников:
— высокие относительные скорости скольжения, достигающие
значений ' 60—70 м/сек;
— наличие двух масляных зазоров в подшипнике с неизвестной
количественной характеристикой распределения потоков масла и
-абразивных частиц между ними;
50
— податливость плавающего элемента подшипника, влияющая:
на условия внедрения и закрепления абразива на поверхности;
— наличие поля центробежных сил в масляной полости корпуса
подшипников.
В эксплуатации основным видом изнашивания деталей узла
подшипников является абразивный. Размеры частиц, поступающих
в узел подшипников, зависят от качества фильтрации масла и на-
ходятся в широком диапазоне от 10 до 400 мкм. Основной фрак-
цией являются частицы размером от 10 до 150 мкм.
По качественному составу абразив может быть различным: ме-
таллическая стружка, кварцевые частицы и т. п.
Для эффективной борьбы с абразивным износом деталей прежГ-
де всего необходимо знать влияние размера частиц на изнашива-
ние, чтобы обоснованно формулировать требования к очистке мас-
ла.
Для детального исследования закономерностей износа подшип-
ников ТКР было проведено непрерывное наблюдение за 100 шт.
турбокомпрессоров двигателей ЯМЗ-24ОН, работавших на авто-
самосвалах БелАЗ-548А в карьерах Криворожского горнообогати-
тельного комбината. Эти турбокомпрессоры имели узел подшипни-
ков с вращающимися втулками (ВВ). Микрометраж узла подшип-
ников проводили с точностью 0,002 мкм в начале, в процессе и в
конце испытаний с одновременным измерением осевого и радиаль-
ного люфтов ротора. Как показала практика, по величине люфта
ротора можно определить состояние подшипников без разборки
ТКР. Результаты измерения осевого б0 и радиального 6Р люфтов
ротора совпали с рассчитанными по результатам микрометража
деталей с точностью 2%. На рис. 2.11 показаны зависимости между
изменением относительного осевого зазора б0 и суммарного ради-
ального зазора бр от времени работы т.
<25>
<>О. U Op. U
Здесь индексом «i» обозначено текущее значение зазора, а ин-
дексом «и» — его исходное значение.
Результаты измерения формы сопряженных поверхностей де-
талей свидетельствуют об абразивном характере износа подшип-
ников, причем, существенный разброс величин износов можно объ-
яснить недостаточно стабиальной работой системы фильтрации
масла. Из анализа результатов микрометража следует:
• —в радиальных подшипниках больше изнашиваются поверхно-
сти, образующие наружный зазор, что связано с наличием в по-
лости между подшипниками эффекта центрифугирования масла;
— скорости изменения наружного и внутреннего зазоров в ради-
51
Рис. 2.11. Изменение относительного осевого зазора д0 и суммарного ра^
диального др от продолжительности работы турбокомпрессора в эксплуа-
тации.
..альных подшипниках различны и их соотношение равно пример-
но 2:1;
— детали турбинного и компрессорного радиальных подшипни-
ков изнашиваются примерно одинаково;
— скорость изменения осевого зазора в 3—5 раз больше скоро-
сти изменения зазоров в радиальных подшипниках. Износ упорно-
го фланца происходит, в основном, со стороны турбины, что согла-
суется с характером нагруженности подшипника;
— как в радиальном, так и в упорном подшипниках детали, из-
готовленные из бронзы, изнашиваются в большей степени, чем со-
пряженные с ними стальные и чугунные. Это вызвано тем, что
при высоких относительных скоростях (25—30 м/с) и быстроменя-
ющихся зазорах (частота колебаний втулки составляет до 300 гц),
происходит срезание абразивными частицами материалов обеих
деталей, причем, в большей степени мягкого материала. Из-за «пла-
вающего» состояния втулки отсутствуют условия для внедрения
твердых частиц абразива в мягкий материал и последующего воз-
действия закрепленных частиц на поверхности вала и корпуса
((процесс шаржирования). Об этом свидетельствуют и формы по-
верхностей втулок после работы в эксплуатационных условиях.
Чаще всего у изношенной втулки встречается бочкообразная фор-
ма, реже — конусная. У расточки корпуса подшипников форма в
большинстве случаев конусная с большим основанием со стороны
входа масла. Последнее обстоятельство значительно осложняет
проведение микрометража деталей и получение достоверных ре-
зультатов по износу деталей, в связи с чем и был принят метод
Рис. 2.12. Схема масляной системы стенда для ускоренных ис-
пытаний ТКР на износостойкость.
1 — масляный бак; 2 — масляный насос; 3 — фильтр центро-
бежной очистки масла; 4 — фильтр тонкой очистки масла; 5 —
засыпное устройство; 6 — вибратор; 7 — ТКР; 8 — камера
сгорания.
оценки износов, основанный на измерении люфтов в узле подшип-
ников.
Для моделирования абразивного изнашивания высокоскорост-
ных подшипников на ЯМЗ был создан безмоторный стенд
(рис. 2.12) и разработана методика, позволяющая за короткий
срок получать характер, отказов, аналогичный эксплуатационному.
' Особенностями стенда являются:
— «мягкая» подвеска и крепление ТКР ко всем трубам для «от-
фильтрования» внешних вибраций и получения наибольшего эф-
фекта от вибратора 6, имитирующего внешние нагрузки на под-
шипники;
— двухступенчатая очистка масла с помощью полнопоточного
фильтра 4 с точностью очистки 4—5 мкм и параллельно включен-
ной центрифуги 3;
— наличие засыпного устройства 5.
J
53
Для повышения точности результатов управление работой стен-
да осуществлялось автоматически от реле времени. Испытания
проводили циклами, которые состояли из «верхнего» и «нижнего»
режимов с соотношением времени соответственно 6 и 3 мин. Пе-
реход с «нижнего» режима (30—32 тыс. мин-1) на «верхний» (60—
62 тыс. мин-1) осуществлялся за 2—3 с. Температура газа на
«верхнем» режиме регулировалась в пределах 700—730°С. Давле-
ние и температура масла поддерживалась автоматически в задан-
ных пределах (0,3—0,35 МПа и 85—90° соответственно). Расход
масла через подшипники ТКР составлял 3 кг/мин.
Испытания ТКР проводили с вибратором, создающим инерци-
онную нагрузку 1,2- g, обеспечивающую близкий к эксплуатацион-
ному характер нагруженности, а следовательно и износа подшип-
ников.
Абразивный порошок вводили в масляную систему через засып-
ное устройство, которое на это время с помощью двух кранов от-
ключалось от масляной магистрали. Износным испытанием всегда
предшествовал контрольный режим без засыпки порошка в течение’
5 часов с последующим осмотром деталей. В случае неудовлетво-
рительного состояния подшипников (наличие засветлений, рисок)
испытания прекращались. Проводилась дополнительная очистка
масляной системы, после которой продолжались испытания.
Количественными параметрами, которые имитировались при
исследованиях на стенде, являлись скорость изменения осевого бо
и суммарного радиального бр зазоров, их соотношение и соответ-
ствующие скорости износа составляющих деталей. В связи с необ-
ходимостью контроля величины износа подшипников в процессе
работы, а также из-за значительной трудности микрометража де-
талей неправильной формы была принята методика оценки износа
подшипников по результатам измерения осевого и радиального
люфтов ротора. Люфты ротора измерялись индикатором часового
типа с точностью 0,01 мм, установленном на открытый конец вала
со стороны компрессора. Ротор при этом перемещали за оба конца
до упора «наперекос». Методические опыты по оценке погрешности
замера люфтов на собранном ТКР с маслом показали, что ошибка
измерения не превышает 2% по сравнению с измерениями, выпол-
ненными на ТКР, собранном без смазки. При исследованиях учи-
тывали также и форму износа сопряженных поверхностей.
В начальной стадии работы было изучено влияние на износ
факторов, определяющих работоспособность подшипников, таких
как: величины дисбаланса ротора, повышенной частоты вращения,,
величины давления и качества масла, отсутствия подачи масла в
момент пуска и резкой остановки ТКР и величины внешних вибра-
ций. Были проверены и комбинации указанных факторов. В ре-
54
зультате исследования установлено, что все перечисленные факто-
ры не позволяют получить сколько-нибудь заметного ускорения из-
нашивания деталей узла подшипников.
При определении влияния на износи деталей искусственного
загрязнения масла использовали абразивы различного качествен-
ного состава (корундовые порошки, кварцевые пески, стальная и
чугунная стружка) с различной величиной частиц. Методические
опыты с порошками мелких фракций (корундовые М14, М28, М40,
кварцевая пыль с удельной поверхностью 5600 и 1500 см2/г) пока-
зали, что радиальные подшипники пропускают указанные фракции
через зазоры практически без износа. Детали же упорного под-
шипника изнашивались настолько интенсивно, что соотношение вз-
носов не соответствовало полученному на основании эксплуатаци-
онных данных. Лишь при загрязнении масла кварцевым порошком
К026Б, используемым на ЯМЗ для приготовления стержневых сме-
сей, наряду с воспроизведением относительных перемещений де-
талей, образующих узел подшипников с помощью вибратора, ха-
рактер износа деталей, был получен аналогичным эксплуатацион-
ному. Порошок К026Б представлял собой кварцевый песок, прока-
ленный и просеянный в течение 30 минут мелкими порциями на виб-
роситах с различными размерами сеток. Исследование фракцион-
ного состава приготовленного порошка на микроскопе показало,
что основную массу навески (70—80%) составляет фракция, оп-
ределяемая размерами ячеек двух сит: верхнего, через который по-
рошок просеялся, и нижнего, на котором остался.
В соответствии с полученными данными дальнейшие исследо-
вания износостойкости узла подшипников проводили с выбранным
кварцевым порошком К026Б. Определяли влияние фракционного
•состава порошка и его концентрации в масле на износ подшипни-
ков ТКР, а также исследовали влияние режима работы ТКР на из-
нос деталей узла подшипников при искусственном введении абра-
зива в масло.
Испытания проводились порошками следующего фракционного
состава: 0,07—0,1; 0,1—0,18; 0,18—0,32 и 0,32—0,4 мм. Масса засы-
паемой один раз в час порции порошка составляла 0,1; 0,25 и 0,5 г.
Измерение осевого и радиального люфтов ротора, по которым оце-
нивалось состояние подшипников, осуществляли через каждые 2 ча-
са работы по режиму, указанному выше, а при необходимости и
чаще.
Все детали узла подшипников перед и после испытаний микро-
метрировались и по результатам микрометража определялся темп
износа подшипников, вала и корпуса. Определялись также профи-
лограммы наружной и внутренней поверхности втулок подшипни-
ков профилографом Талисурф-4 и Талитрон-S 150 английского про-
изводства.
55
Рис. 2.13. Продолжительность работы ТКР с вращаю-
щимися втулками до отказа на стенде в зависимости
от величины зерен абразива при различных порциях за-
сыпки:
XX —0,5 г/ч; ©0—0,25 г/ч; АД —0,1 г/ч.
Для получения объективных результатов число испытуемых
турбокомпрессоров выбиралось с учетом рассеивания эксперимен-
тальных данных, оцениваемого коэффициентом вариации, требуе-
мой степенью достоверности и точности результатов испытаний, а
также и закона их распределения. При коэффициенте вариации 0,3,
относительной ошибке 0,2, расчетное число объектов испытаний
будет составлять 3,7. В действительности каждый опыт повторялся
4—5 раз, результаты осреднялись.
Разработанная методика и стенд позволили значительно сокра-
тить продолжительность работы ТКР до отказа при совпадении ко-
личественных и качественных показателей.
На рис. 2.13 показано влияние размера абразивных частиц квар-
цевого порошка на время работы узла подшипников до отказа при
различных массовых порциях вводимого порошка.
Наиболее быстрый отказ был получен при введении порошка с
довольно крупным размером зерен 0,18—0,32 мм. Объясняется это
следующим: при соосном расположении вала втулки и корпуса
внутренний радиальный зазор составляет в среднем около 25 мкм,
наружный — 50 мкм. При установившемся режиме работы вал опи-
сывает устойчивую круговую коническую прецессию с расположе-
нием узловой точки или между подшипниками, или за турбинным
56
колесом, что определяется частотой вращения ротора, величиной
давления масла и начального дисбаланса, а также величиной зазо-
ров в подшипниках. При относительном смещении вала ротора рав-
ном 0,3 изменение зазоров в подшипнике может достигать 15—
30 мкм, т. е. в одно и то же время наружный зазор может быть 20
и 80 мкм. Следует учесть, что положение плавающей втулки в этом
случае определить довольно трудно. Для объяснения механизма
поступления крупных частиц в зазоры плавающих подшипников
можно воспользоваться расчетными данными. Согласно расчету
относительное смещение втулки в корпусе составляет 0,61, а вала
относительно втулки — 0,42 (суммарное смещение равно 0,467, по
опытным данным — 0,3). При торцовом подводе масла в условиях
наличия центробежного поля абразивные частицы скапливаются
перед втулкой в основном в периферийной зоне (у наружного за-
зора). Вибрация втулки с амплитудой около 60 мкм (по расчету),
наличие фасок на торце создают условия для входа крупных час-
тиц в зазор. Попав в зазор, крупная частица совершает двойное
воздействие на плавающую втулку — отжимает ее и врезается в
металл, на что указывает наличие бронзовой стружки на сливе.
При высокой относительной скорости вращения втулки в условиях
быстроменяющихся зазоров происходит дробление частицы, причем
этот процесс происходит в начальном участке зазора со стороны
входа масла. Это подтверждается и бочкообразной формой изно-
шенной поверхности втулки и конусностью в расточке корпуса. При
использовании зерен абразива менее 100 мкм уменьшается ско-
рость износа радиальных подшипников, но возрастает скорость из-
носа деталей упорного подшипника. Это косвенно также характе-
ризует наличие процесса дробления крупных частиц в зазоре втул-
ка-корпус. Все отказы узла подшипников при введении порошка с
размером зерен 0,07—0,1 мм произошли из-за чрезмерного увели-
чения осевого зазора вплоть до касания лопаткам и колеса комп-
рессора за корпусные детали.
При поступлении в узел подшипников абразива с размером зе-
рен больше 0,3 мм, продолжительность работы будет результирую-
щим двух вероятностных процессов — с одной стороны, уменьша-
ется вероятность проникновения в зазор крупных частиц, что долж-
но сказаться на увеличении времени работы. С другой стороны, по-
ступившие в зазор частицы дробятся на большее число осколков,
что интенсифицирует изнашивание. Какой из этих процессов пре-
обладает — оценить трудно. Из анализа опытных данных можно
предположить, что уменьшение количества частиц, поступающих в
зазор, с избытком компенсируется увеличением их числа в ре-
зультате дробления.
Из рис. 2.13 следует, что изменение количества абрази-
57
2 4 6 8 Т г
Рис. 2.14. Влияние фракционного соста-
ва абразива на изменение относительных
износов осевого д0 и радиального др
подшипников.
а)—абразив 0,074-0,1 мм; б)—абразив
0,14-0,2; в) —абразив 0,24-0,32; г) —аб-
разив 0,34-0,4 мм;
ва, поступающего в узел под-
шипников с маслом, влияет на
продолжительность работы
ТКР до отказа. Применение
абразива 0,18—0,32 мм при за-
сыпке 0,5 г один раз в час при-
водит к отказу ТКР через
5 часов, при засыпке порциями
0,25 г/ч— через 10 часов, а при
ц} засыпке порциями 0,1 г/ч —
через 22 часа. Увеличение ко-
личества вводимого абразива
пропорционально влияет на
интенсивность износных про-
цессов и время работы ТКР до
отказа.
При исследовании влияния
фракционного состава порош-
ка на изменение величин от-
носительных износов деталей
установлено, что близкое к
эксплуатационному соотноше-
нию износов осевого и ради-
ального подшипников получено
при использовании порошков
с размерами основной фракции
в диапазоне 0,1—0,3 мм
(рис. 2.14 б, в). При использо-
вании мелкого порошка (до
0,1 мм) износи радиального
подшипника становились очень
малыми (рис. 2.15 а). При
крупном порошке (0,3—0,4 мм)
уменьшался износ осевого
подшипника (рис. 2.14 г).
Постепенное уменьшение диаметра втулки в результате изна-
шивания абразивными частицами приводит к увеличению, в основ-
ном, наружного зазора. Как следствие этого, ухудшается устойчи-
вость вращения ротора.
На рис. 2.15 показано влияние размера зерен X на величину
удельного относительного износа осевого подшипника 10 (кри-
вая 1), радиального подшипника 1р (кривая 2) и их соотношения
(кривая 3), подсчитанные по результатам измерения в процессе
испытаний по формуле:
58
I=(6-1)-q^-, 1/г,ч (2.6)
где G — масса введенного абразивного порошка, г.
Величина максимального удельного износа для радиальных
подшипников находится в диапазоне X равном 0,2—0,3 мм, тогда
как для упорного подшипника — 0,15 мм. Здесь не учитывается
дробление порошка, о чем уже говорилось. С учетом дробления
кривая 1 на рис. 2.15 должна быть сдвинута влево на величину,
оценить которую пока не представляется возможным из-за отсут-
ствия данных о процессе дробления частиц в плавающих подшип-
никах.
Однако, поскольку оба подшипника работают как единый узел,
рассмотрение кривых в данном представлении является оправдан-
ным.
Максимальный удельный износ упорного подшипника более,
чем в два с половиной раза превосходит максимальный удельный
износ радиальных подшипников. Это объясняется, очевидно, тем,
что в изнашивании упорного подшипника участвует большее коли-
чество раздробившихся частиц. Отношение 10/1р при уменьшении
X стремится к оо из-за того, что радиальные подшипники пропус-
кают мелкие частицы практически без износа и 1Р->0, что и под-
твердились методическими опытами с порошками М.14 и М28, ос-
новную фракцию которых составляли частицы величиной 14 и
28 мкм соответственно.
Естественно уменьшение 10/1Р при увеличении X в испытанном
диапазоне, так как крупные частицы не могут проникать в зазоры
подшипников. Указанная зависимость является обобщенной, по-
скольку результаты опытов с меньшими массовыми порциями за-
сыпаемого порошка (обозначенные Д для 0,25 г/ч и X — для 0,1 г/ч)
совпадают с результатами при 0,5 г/ч. Используя эту зависимость,
можно оценить условный средний размер абразивных частиц, по-
ступающих в подшипники ТКР в эксплуатационных условиях. Рас-
считанное из рис. 2.15 отношение 1О/1Р равно 4,97, этой величине
соответствует средний размер зерен абразива около 0,15 мм.
Известно, что износ поверхностей определяется не только коли-
чеством и качеством абразива и поверхностей деталей, но зависит
также от режима работы пары трения.
Режим работы узла подшипников ТКР связан, главным обра-
зом, с частотой вращения ротора. При изменении частоты враще-
ния изменяются нагрузки на подшипники, характер прецессирова-
ния ротора, зазоры в подшипниках, гидроскопический момент
и т. д.
С целью установления зависимостей износа деталей от скорост-
ного режима работы ТКР были проведены исследования ТКР с
59
Рис. 2.15. Изменение удельных относительных изно-
сов осевого подшипника (1), радиального подшипни-
ка (2) и их соотношения (3) в зависимости от вели-
чины зерен абразива----------------расчет.
вращающимися втулками по методике, отличавшейся от описан-
ной выше постоянством частоты вращения ротора. Остальные па-
раметры и метод введения абразива оставались прежними. Износы
деталей оценивали после работы ТКР при постоянных частотах
вращения ротора равных 15, 30, 40, 50 и 60 тыс. мин-1. Для повы-
шения достоверности результатов опыты проводились на двух ТКР.
Осредненные результаты в виде удельных износов приведены на
рис. 2.16.
Обращает на себя внимание характер протекания кривых изно-
сов как радиальных, так и упорного подшипника — с возрастанием
частоты вращения ротора после 30 тыс. мин-1 износы уменьшают-
ся и довольно значительно. Это противоречит имеющимся представ-
лениям о возрастании износа при увеличении скорости скольже-
ния, так и нормальной нагрузки, определяемой в данном случае
центробежными силами, возникающими при прецессировании ро-
60
тора. Действительно в обычных парах трения увеличение нагрузки
в определенных пределах приводит к повышению износа вследствие
уменьшения расстояния между контактируемыми поверхностями.
Существенное значение при этом имеет прочность абразивных зе-
рен. В тяжелонагруженных соединениях зависимость износа от
внешней нагрузки весьма слабая из-за интенсивного дробления
абразивных частиц. Изменение скорости относительного движения
поверхностей подшипников коленчатого вала также вызывает уве-
личение интенсивности изнашивания подшипников.
Изнашивание быстроходных подшипников с плавающими эле-
ментами имеет свои особенности, которые обусловлены сложным
взаимодействием вала,
плавающего подшип-
ника, распределением
абразива по зазорам
и т. д. В конечном ито-
ге износ определяется
величиной зазоров в
подшипниках, которые
в свою очередь зави-
сят в основном от ско-
рости вращения рото-
ра, давления масла и
мало зависят от на-
грузки на подшипник,
определяемой величи-
ной остаточного дисба-
ланса ротора. Приве-
денная на рис. 2.16 за-
висимость изменения
суммарной амплитуды
перемещения ротора в
подшипнике (кривая 2)
подтверждает сказан-
ное. Возрастание из-
Рис. 2.16. Изменение удельных относительных из-
носов осевого (1) и радиального (3) подшипни-
ков, суммарной амплитуды перемещения конца
ротора (2) в зависимости от частоты вращения
ротора. Порошок Х=0,18-гО,32 мм.
носа при частоте вра-
щения ротора ~ 30 тыс.
мин-1 объясняется увеличением общей амплитуды перемещения ро-
тора (а, следовательно, и уменьшением минимального зазора в
подшипнике) в результате наличия 1-й формы изгибных колебаний
ротора именно в этом диапазоне частоты вращения.
Уменьшение износа с возрастанием частоты вращения связано
со стабилизацией зазоров, несмотря на возрастание центробежных
нагрузок. Приведенное ранее объяснение процесса износа подшип-
ника с плавающими элементами эффектом дробления частиц абра-
зива, подтверждается проведенными иследованиями. Действитель-
но, на режимах 30 и 60 тыс. мин-1 условия дробления частиц совер-
шенно различны из-за различного изменения зазоров. При большой
частоте вращения ротор перемещается в поперечном направлении
на относительно небольшую величину (А=0,3) в связи с чем, во-
первых, уменьшается вероятность попадания частиц в зазор, и, во-
вторых, ее дробление прекращается при достижении равенства
размера осколков величине минимального зазора. При 30 тыс.
мин-1 (А=0,4) количество осколков частицы увеличивается, их
размер уменьшается, и это сказывается не только на возрастании
износа радиального подшипника, но и осевого, куда поступают уже
раздробившиеся абразивные частицы. Следовательно, повышенный
по сравнению с радиальным подшипником износ осевого подшип-
ника есть прямое доказательство как увеличения числа абразив-
ных частиц в результате их дробления после прохода через ра-
диальный подшипник, так и зависимости интенсивности их дроб-
ления от величины поперечного перемещения ротора.
/ I I I I
0,1 0,2 0,3 0,h X-
Рис. 2.17. Влияние величины зерен абразива на износо-
стойкость узла подшипников с вращающимися втулка-
ми (1) и моновтулкой (2).
Исследования износостойкости узла подшипников с невращаю-
щейся моновтулкой (НМ) в зависимости от фракционного состава
абразива (рис. 2.17) показали значительное увеличение продол-
жительности работы узла по сравнению с узлом подшипников с
вращающимися втулками (ВВ) в диапазоне размера частиц
<0,3 мм. Меньшая чувствительность узла подшипников с НМ к
частицам размером около 0,1 мм объясняется следующим. В кон-
струкции Т1\Р с НМ использован эффект от стравливания части
масла перед упорным подшипником через тангенциально располо-
женный паз. При этом основная масса раздробленных в радиаль-
ном подшипнике частиц, приводящих к ускоренному изнашиванию^
деталей упорного подшипника, отводилась в сливную полость. По-
вышение износостойкости узла подшипников с НМ при использо-
вании порошков с основной фракцией от 0,18 до 0,3 мм происходит
из-за того, что в этой конструкции отсутствует интенсивное изна-
шивание поверхностей, образующих наружный зазор в виду того,,
что моновтулка не вращается. Центробежное поле существует в/
обоих типах узлов подшипников, и распределение абразивных ча-
стиц можно принять одинаковым. Если учесть, что износ деталей
прямо пропорционален количеству участвующих в изнашивании^
абразивных частиц, то на основании того, что в узле подшипников
с ВВ изменение наружного зазора происходит вдвое быстрее, чем
внутреннего, можно предположить, что в наружный зазор поступа-
ет 2/3 всей массы абразива, а во внутренний лишь 1/3. Следова-
тельно, в узле подшипников с НМ 2/3 массы абразива, поступающе-
го в наружный зазор, не приводит к нарушению работоспособности
узла.
В изнашивании участвует лишь 1/3, следовательно, для получе-
ния отказа необходимо ввести не менее чем в 3 раза больше абра-
зива. Действительно, при введении порошка 0,18—0,32, узел под-
шипников с ВВ работает до отказа в среднем около 8 часов, а с
НМ — около 40 часов, при введении порошка 0,2—0,32 соответст-
венно 5 и 15 часов. При крупном порошке, очевидно, имеет место
интенсивное дробление частиц, уже поступивших в зазор, и повы-
шения износостойкости не происходит из-за большого количества
частиц, участвующих в изнашивании.
Выше было отмечено влияние центробежного поля, создаваемо-
го вращающимся маслом, на распределение частиц по зазорам.
Результаты определения коэффициента очистки масла ср от
центробежного эффекта в полости ТКР для различных частот ро-
тора приведены на рис. 2.18. Коэффициент очистки подсчитывался
по формуле:
(2,7)
63
где q\ — количество загрязняющих примесей на входе в полость
ТКР в % массы;
— количество загрязняющих примесей на воде в пару тре-
ния в % массы.
Из рис. 2.18 следует, что коэффициент очистки существенно за-
висит от частоты вращения ротора и массы частицы. При диамет-
рах частиц кварца менее 50 мкм коэффициент очистки не превы-
шает 0,2. Наибольший эффект центробежного поля достигается для
частиц размером ~100 мкм. Как уже говорилось ранее, средний
условный размер частиц загрязнения, поступающих в узел под-
шипников ТКР составляет 150—200 мкм, в этом случае (для ча-
стот вращения ротора 30—60 тыс. mhh~j) можно оценить средний
интегральный коэффициент очистки равным 0,6—0,7.
Центробежное поле, существующее внутри полости корпуса
подшипников, эффективно сепарирует находящиеся в масле части-
цы загрязнения. Глубина проникновения частиц внутрь масляной
лолости незначительна, а расстояние, которое проходят частицы в
•осевом направлении, отбрасываясь к периферийной стенке, не пре-
вышает 2 мм. Этим и объясняется высокая эффективность удале-
ния этих частиц даже через отверстие диаметром 8 мм, располо-
женное в центре полости корпуса подшипников.
Для подтверждения эффективности центробежной очистки мас-
Рис. 2.18. Изменение коэффициента очистки
масла в полости ТКР в зависимости от ча-
стоты вращения ротора для частиц кварца
с различным диаметром зерен
1 — 0,35 2 — 0,2
3 — 0,085 4 — 0,05 мм
—расчет —эксперимент
ла внутри корпуса под-
шипников были проведе-
ны стендовые испыта-
ния ТКР по ускоренной
методике, а также испы-
тания на автомобилях
БелАЗ-548А.
В опытных ТКР с ВБ
был осуществлен пере-
пуск на слив из напорной
полости корпуса подшип-
ников ТКР части масла с
высокой концентрацией
частиц загрязнения через
отверстие 0 2 мм. При
безмоторных испытаниях
ТКР работал на режимах,
описанных выше, при этом
использовались абразив-
ные порошки двух раз-
мерных групп 0,07—0,1 мм
и 0,32—0,4 мм.
Lr
Рис. 2.19. Изменение относительного радиального др
и осевого до люфтов ротора при работе ТКР по ре-
жиму ускоренных испытаний с кварцевым порошком
а) 0,07—0,1 мм; б) 0,324-0,4 мм
---------без перепуска;------с перепуском масла че-
рез отверстие 0 2 мм, 1 — д0, 2 — др.
Выбор указанного размера перепускного отверстия осуществлен
с учетом допустимого снижения давления масла в корпусе подшип-
ников ТКР.
Продолжительность работы турбокомпрессора, имеющего пе-
репускное отверстие в корпусе подшипников, в несколько раз уве-
личилась при введении обоих фракций порошка. Из рис. 2.19 сле-
дует, что при введении абразива, содержащего фракцию 0,07—
0,1 мм, относительный радиальный люфт равный 1,2 достигается в
5 раз медленнее, а при введении абразива 0,32—0,4 мм более, чем
в 10 раз медленнее, чем в турбокомпрессоре без перепуска масла.
5 Заказ 286
65
Этот вывод подтвердился и при испытании партии турбокомпрес-
соров на семи двигателях ЯМЗ-420Н, работавших на карьерных
самосвалах. При наличии перепускного отверстия износостойкость
подшипников ТКР увеличилась более чем в 4 раза.
Разница в результатах износостойкости, полученных при стен-
довых и эксплуатационных испытаниях, объясняется тем, что при
стендовых испытаниях использовался монодисперсный абразив
определенного состава, тогда как в эксплуатации в пары трения
поступает полидисперсный абразив.
Эксплуатационные испытания ТКР с невращающейся моновтул-
кой подтвердили преимущества этого узла подшипников по срав-
нению со вращающимися втулками. Износостойкость узла подшип-
ников с НМ выше. Скорость изменения радиального зазора для
узла подшипников с НМ составляет 1
мкм
1666^
по сравнению с
3,1
мкм
ГОбб^ч?
для узла подшипников с ВВ. Для осевого зазора эти цифры соот-
ветственно равны 1,2 и 14,8
мкм
Гоб(Гч-
По результатам ускоренных стендовых и эксплуатационных ис-
пытаний на Ярославском моторном заводе внедрен на ТКР И пе-
репуск части масла из напорной полости в сливную через отвер-
стие диаметром 2 мм.
В новом семействе дизелей ЯМЗ наддув осуществляется от тур-
бокомпрессоров ТКР И и ТКР 9, в которых используется узел под-
шипников с невращающейся моновтулкой, перепуском масла и
эффектом очистки масла центробежным способом внутри корпуса
подшипников.
На основании комплексных исследований узла подшипников
ТКР представляется возможным спрогнозировать основные геомет-
рические размеры узла подшипников типоразмерного ряда турбо-
компрессоров. Такие данные приведены в табл. 2.1, а обозначения
конструктивных размеров показаны на рис. 2.20. Конструктивные
размеры выбраны, исходя из условия обеспечения минимальных,
потерь на трение, хорошей устойчивости вращения ротора в широ-
ком диапазоне частот и параметров смазки, высокой износостой-
кости узла подшипников. Предусмотрена также и унификация уз-
ла уплотнений ТКР. Так компрессорное уплотнение, например,
ТКР 9 является унифицированным по геометрическим размерам
колец с турбинным уплотнением ТКР 7 и т. д. Приведенные реко-
мендации являются ориентировочными, так как сделаны на осно-
вании детального исследования одного типоразмера ТКР и в от-
носительном виде перенесены на другие типоразмеры.'
'<66
67
3. ВЛИЯНИЕ ПРОИЗВОДСТВЕННЫХ ФАКТОРОВ
НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ И НАДЕЖНОСТЬ РАБОТЫ
ТУРБОКОМПРЕССОРА
3.1. Влияние чистоты поверхности и сборочных зазоров
на кпд турбокомпрессора
Условия крупносерийного производства могут оказывать влия-
ние на качество изготовления отдельных деталей, на эффективность
и надежность работы турбокомпрессора в целом. Так алюминие-
вое колесо компрессора на ЯМЗ получают центробежным литьем в
металлическую форму (кокиль). Для повышения качества поверх-
ности межлопаточных каналов кокиль покрывают специальной
краской (водный раствор аморфного графита) ручным пневморас-
пыливанием. Плохая термостойкость кокильной краски приводит к
тому, что на поверхности отливки колеса появляются бугорки, не-
ровности. Чистота поверхности колеса колеблется от Ra 20 до
Ra Ю. Анализ производства колес компрессора зарубежными фир-
мами свидетельствует о том, что чистота их поверхности на поря-
док выше и достигает Ra 1,0.
Сравнительными испытаниями установлено, что зачисткой меж-
лопаточных каналов колеса до RA 1,0 можно увеличить максималь-
ное значение изоэнтропного кпд компрессора на 2—2,5%. При этом
удельный эффективный расход топлива автомобильного дизеля
уменьшается на 24-3 Л , а температура выпускных газов пе-
ред турбиной вследствие повышения коэффициента избытка воз-
духа уменьшается на 254-30 °C. Для обеспечения требуемой чисто-
ты поверхности колеса Ra 1,0 принято решение изменить техноло-
гию получения отливки. Ведется отработка процесса литья под низ-
ким давлением в гипсовые формы, получаемые по резиновым моде-
лям многоразового пользования.
Чистота поверхности проточной части корпуса компрессора и
диффузора также относится к числу параметров, оказывающих
влияние на кпд компрессора. По результатам измерения скорости,
угла и давления потока воздуха в различных точках по ширине
диффузора и в радиальном направлении получена картина изме-
нения структуры потока и данные о потерях в диффузорах с раз-
личной шероховатостью. По мере увеличения шероховатости силь-
но возрастает градиент изменения скорости поперек диффузора в
пристеночных зонах, а также угол закрутки скорости (градиент из-
менения угла потока). Последнее приводит к тому, что с ростом
относительной шероховатости увеличивается интенсивность обрат-
ных токов и величина потерь.
68
Так, опытная зависимость минимального коэффициента потерь
безлопаточного диффузора £д от относительной шероховатости пе-
сочного типа может быть выражена в виде
где в2 — ширина безлопаточного диффузора, мм;
к — средняя высота бугорков шероховатости, мм.
Из приведенной зависимости следует, например, что уменьше-
ние шероховатости стенок безлопаточного диффузора трубокомп-
рессора Т1\Р 5,5 с 8 до 4 мкм приводит к снижению минимального
коэффициента потерь g с 0,14 до 0,118 и соответственно к увели-
чению кпд компрессора примерно на 1,5%.
Примерно такое же влияние оказывает шероховатость на вели-
чину потерь и в улитке воздухосборника. В связи с этим очевидна
важность обеспечения в производстве за счет применения совре-
менных технологических процессов высокого качества и чистоты
указанных поверхностей. Без этого достижение современного тех-
нического уровня турбокомпрессоров по существу невозможно.
Необходимо, однако, иметь в виду, что в процессе эксплуата-
ции достигнутые высокие показатели могут быть значительно ухуд-
шены из-за загрязнения проточной части различного рода отложе-
ниями. Исследования влияния загрязнений на кпд и коэффициент
напора компрессора ТКР 5,5 показывает, что при толщине отложе-
ний 0,3...0,4 мм относительное снижение максимальных кпд и коэф-
фициента напора компрессора может доходить до 9—10%. В связи
с этим большое значение при-
обретает предотвращение пы-
лемасляных отложений в комп-
рессоре за счет ликвидации
подсосов воздуха через неплот-
ности впускного тракта и про-
течек масла через компрессор-
ное уплотнение.
На эффективность преобра-
зования механической энергии,
подведенной к колесу, в пол-
ную энергию потока воздуха
на выходе из колеса оказыва-
ет влияние величина осевого зазора между концами лопаток коле-
са и корпусом компрессора.
Величина осевого зазора определяется размерами зазоров в
подшипниках и гарантированными зазорами между деталями ро-
Рис. 3.1. Влияние величины осевого за-
зора между концами лопаток на наруж-
ном диаметре колеса и корпусом на кпд
компрессора.
69
тора и корпуса. Она мало зависит от наружного диаметра колеса и
ширины лопаток и для ТКР 11 находится в пределах 0,43-4-1,265 мм..
Опытами установлено, что увеличение осевого зазора снижает изо-
энтропный кпд компрессора в результате увеличения протечек воз-
духа, вызванных разностью давлений по сторонам лопаток. На
рис. 3.1 приведены экспериментальные данные. Увеличение осевого
зазора на 1 мм снижает кпд компрессора на 3—5% абсолютных в
зависимости от режима работы и сдвигает границу помпажа ком-
прессора в сторону уменьшения расхода воздуха на 10—12%.
Анализ изменения осевого зазора турбокомпрессоров в серий-
ном производстве с использованием методов математической ста-
тистики показал, что>
~ 30% турбокомпрессо-
fl,4 0,8 <2 <6
OceSou зазор
2,0
2,4 ИМ
ров выпускаются с увели-
ченным осевым зазором
(рис. 3.2).
На рис. 3.2 по оси ор-
динат отложена накоплен-
ная частость N осевого за-
зора. Она показывает,
сколько процентов турбо-
компрессоров из числа из-
готовленных имеют осе-
вой зазор, начиная от
Рис. 3.2. Изменение накопленной частости
осевого зазора компрессорной и турбинной
ступени в серийном производстве турбо-
компрессоров.
са осевого зазора в производстве.
наименьшего значения и
включая данное значение.
Ужесточение допусков;
на изготовление отдель-
ных деталей временно су-
жает диапазон разбро-
Однако, затем он вновь рас-
ширяется. Для стабилизации всей допусковой цепочки, определя-
ющей величину осевого зазора, необходимы комплексные меропри-
ятия по совершенствованию технологии механообработки и повы-
шению коэффициента точности работы оборудования.
Исследования, проведенные на компрессорных ступенях с раз-
личным диаметром колес, так же выявили значительное влияние
величины зазора между колесом и корпусом компрессора на кпд
компрессора. Обобщенные результаты таких исследований приве-
дены в табл. 3.1.
70
Таблица 3,1
№№ п/п Диаметр колеса d.«, мм Ширина лопатки в2, мм Изменение осевого зазора, мм Изменение кпд, % По данным организации или фирмы
1 130 8 0,1 1,3 НАМИ
2 по 7 0,1 0,5 ямз
/ о 5 0,1 0,5 КамАЗ
4 55 3 0,1 0,6 НАМИ
5 50 3 0,1 1 1,0 Хитачи (Япония)
3.2. Влияние производственных факторов на динамическую
балансировку и надежность турбокомпрессора
При эксплуатации двигателя с турбонаддувом могут происхо-
дить отказы турбокомпрессоров из-за производственных факторов.
При механической обработке деталей ротора имеют место откло-
нения от требований непараллельное™ и неперпендикулярности
поверхностей, которые вызывают изгиб ротора, смещение его цент-
ра тяжести и, как следствие, повышение остаточного дисбаланса.
Балансировкой ротора устраняется этот дисбаланс. Однако, при
нарушении условий установки деталей ротора по меткам или после
переборки ротора остаточный дисбаланс увеличится. Неизвестным
остается и поведение предварительно искривленного ротора при
работе, когда температура его деталей со стороны компрессора по-
вышается до 130 °C, а коэффициент линейного расширения мате-
риала деталей различен. Точность изготовления деталей и качест-
во динамической балансировки ротора оказывают большое влияние
на надежность турбокомпрессора в целом. На рис. 3.3 приведены
схемы ротора и обозначены места снятия металла при динамиче-
ской балансировке буквой «М». Смещение центра тяжести (не-
уравновешенность) колеса компрессора и турбины относительно
геометрической оси вала при изготовлении вызывает центробеж-
ные силы и моменты при вращении ротора. Последние, в свою оче-
редь, порождают вынужденные колебания вала ротора и создают
большие нагрузки на подшипники. Для уменьшения центробежных
сил и моментов ротор подвергают динамической балансировке. Ди-
намическая балансировка производилась ранее на отечественном
станке ДБ-10. В настоящее время балансировка осуществляется на
станке фирмы «Шенк» (ФРГ). Замена станка потребовала изме-
нения мест снятия металла. Это привело к изменению геометриче-
ских размеров бобышки колеса турбины.
71
Рис. 3.3. Схема ротора ТКР 11, ЯМЗ.
Балансировка ротора осуществляется в четырех плоскостях,
перпендикулярных оси вращения. Этими плоскостями являются
диски колес компрессора и турбины и концы их лопаток. Баланси-
ровка заключается в определении величины и положения неурав-
новешенных масс по плоскостям и снятия металла с этих плоско-
стей. Процесс балансировки осуществляется в два этапа. Вначале
балансируется колесо турбины с валом. Затем, используя отба-
лансированное колесо турбины с валом в качестве оправки, балан-
сируется полностью ротор в сборе за счет только балансировки
колеса компрессора (снятия металла с колеса компрессора в двух
плоскостях).
Опыт показывает, что для обеспечения надежной работы узла
подшипников в течение всего срока службы допустимая величина
дисбаланса не должна превышать 0,15 г-см для турбокомпрессо-
ров ТКР Д1 и ТКР 9, и 0,1 г-см для турбокомпрессоров ТКР 7 и
ТКР 5,5.
При сборке ротора из-за непараллельности торцев упорной
втулки 4, маслоотражателя 3, неперпендикулярности торца гайки 1
относительно резьбы возможен изгиб ротора, смещение его центра
тяжести и, как следствие увеличение остаточного дисбаланса. Про-
верка этого фактора осуществлялась следующим образом.
Последовательно ротор ТКР И собирался с деталями 1—4, из-
готовленными с высокой степенью точности и с отклонениями от
непараллельности и неперпендикулярности торцев. При затяжке
гайки 1 моментом 4,5 кгм замерялось биение ротора при установ-
ке в центре и биение ротора относительно опорных поверхностей 7
вала 5 в сечениях I—V. В этом случае для замера изгиба ротора в
сечениях II и III вместо колеса компрессора устанавливалась втул-
ка. На рисунке она показана пунктирной линией. При замеренном
72
изгибе ротора определялся разбаланс ротора при установке коле-
са компрессора.
Изгиб вала ротора в сборе происходит в месте непараллельно-
сти торцев деталей. Наибольшее влияние, как и следовало ожи-
дать, оказывают непараллельность торцев упорной втулки 4. По
техническим условиям допускается непараллельность торцев втул-
ки 4 0,01 мм. При обработке других деталей ротора без отклонений
такая непараллельность торцев втулки приводит к изгибу вала и
увеличению дисбаланса в 2—3 раза. При непараллельности торцев
втулки 0,04 мм дисбаланс увеличивается в 10 раз и достигает
1,5 гем. Относительно центров ротора изгиб вала в сечении IV до-
стигает 0,085 мм, а биение конца вала в сечении I относительно
опорных шеек ротора 7 возрастает до 0,13 мм. Турбокомпрессор с
таким ротором становится неработоспособным.
Неперпендикулярность торца гайки 1 относительно резьбы до
0,1 мм мало влияет на разбаланс ротора.
После раздельной балансировки колеса турбины с валом упор-
ная втулка, маслоотражатель и колесо компрессора устанавлива-
ются по метке на валу и в таком виде балансируется ротор в сборе.
При существующей на ЯМЗ точности механообработки деталей
нельзя раздельно балансировать колесо компрессора и колесо тур-
бины с валом, а затем производить сборку ротора без балансировки
в собранном виде. Остаточный дисбаланс может достигать в этом
случае 0,9—1 гем, т. е. превышать допустимый в 6 раз. Собирать
турбокомпрессоры с раздельно отбалансированным колесом ком-
прессора и колесом турбины с валом можно лишь повысив точ-
ность обработки деталей. По этой причине нельзя в эксплуатации
заменять, например, колесо компрессора без балансировки ротора
в сборе. Невзаимозаменяемость колес компрессоров усложняет
технологический процесс изготовления турбокомпрессоров и при-
водит к увеличению затрат на запчасти в эксплуатации.
При чрезмерно большом первоначальном дисбалансе колес ро-
тора размеры бобышек колес не позволяют полностью отбаланси-
ровать ротор (уравновесить момент от центробежных сил) за счет
снятия с них металла. В этих случаях металл снимается с лопаток
за счет их утонения. Минимальная толщина лопаток колес ТКР И
должна быть не менее 0,8 мм. При большем же снятии металла мо-
жет произойти обрыв лопаток турбокомпрессора. Подрезание при
работе выходных кромок лопаток турбины или входных кромок
лопаток компрессора при балансировке недопустимо, так как ухуд-
шается кпд турбокомпрессора. Для уменьшения первоначального
дисбаланса необходимо осуществлять зацентровку колеса турбины
и вала и их соединение с учетом начального дисбаланса, а не по
геометрической оси, как это делается в настоящее время. Разра-
73
ботка такой технологии и оборудования уменьшит отход роторов в
брак по причине невозможности их балансировки из-за чрезмерно
большого первоначального дисбаланса. При этом сократится вре-
мя балансировки, уменьшится количество снимаемого металла при
балансировке и повысится надежность турбокомпрессора.
Имеющиеся случаи обрыва лопаток колеса компрессора и тур-
бины в эксплуатации обусловлены рядом причин, главными из ко-
торых являются нарушения технологии литья и термообработки.
Это подтверждается и проведенными металлографическими иссле-
дованиями. Наличие плен, окислов, рыхлот, раковин в структуре
алюминия снижает прочностные свойства колес компрессора. На-
рушение режима плавки, заливки металла и термообработки заго-
товки колеса турбины приводит к образованию волосовин, окисной
плены, крупнозернистой структуры, включений интерметаллоидов
и др. и, как следствие, к обрыву лопаток колеса. Но причиной об-
рыва лопаток колеса турбины могут быть и резонансные явления,
если собственная частота колебаний лопатки недостаточно высока.
Опасность обрыва лопаток колес турбин может возникнуть при
внедрении в производство корпусов турбин с безлопаточным на-
правляющим аппаратом. Как показали исследования, в зоне сое-
динения начального участка спиральной (улиточной) части с его
концом («языком») из-за ошибок в изготовлении оснастки, осо-
бенно деревянной, или ошибок при профилировании возможно
резкое изменение давления в окружном направлении, достигаю-
щее 0,015—0,02 МПа. Вследствие этого при определенной частоте
вращения колеса турбины каждая лопатка, проходя эту зону с
резким изменением давления, будет возмущаться. Возможен резо-
нанс колебаний лопаток и их поломка.
Для определения собственной частоты и форм колебаний лопа-
ток турбинного колеса использовались различные методы. Посред-
ством возбуждения лопаток, посыпанных песком, звуковым дина-4
миком мощностью 25 вт можно установить по началу движения
песка резонансную частоту колебаний и определить узловую линию
колебаний. Однако, четкого изображения песчаных фигур, которые
получили название фигур Хланди, на лопатках сложной формы по-
лучить не удается.
При наклейке тензодатчиков на лопатки с базой 5 мм и сопро-
тивлением 100 ом и при возбуждении лопатки звуковым динами-
ком или при установке колеса на вибростенд так же можно опре-
делить резонансную частоту различных форм колебаний. На рис. 3.4
показаны узловые линии, характерные для различных форм коле-
баний лопаток колеса. При возбуждении лопаток переменной час-
тотой собственные колебания лопаток происходят с частотой, ха-
74
рактерной для одной из форм колебаний. Так, для колеса турбины
ТКР 11 с углом уширения лопаток 3° эти соотношения равны:
Форма колебаний Резонансная частота, гц
I 4400—4600
II 4650—4700
III 4850—4950
Разброс частот для одной формы колебаний объясняется раз-
личием толщин лопаток в процессе изготовления, наличием литей-
ных дефектов в материале и др.
По этой же методике была определена собственная частота ко-
лебаний лопаток по первой форме колес турбин зарубежных фирм:
Фирма, модель ТКР Резонансная частота, гц
Гаррет, ВА — 0151 8000—8300
Гаррет, FG — 0516 6000—6300
Камминс, Т50 7000—7200
Более высокие значения собственных колебаний лопаток этих
турбин объясняются тем, что лопатки имеют переменный угол уши-
рения от 6 до 9° и переменную толщину по длине (вдоль оси коле-
са). Особо выделяется турбокомпрессор Т 50, у которого наруж-
ный диаметр колеса турбины равен 138 мм.
Более лучшие условия для работы инженера-исследователя
при «озвучивании» лопаток колес создаются при использовании
звукового динамика малой мощности (3 вт) и аппаратуры для ре-
гистрации собственных частот колебаний лопаток «Виброконт-
роль SV (ФРГ)» с датчиком перемещения на вихревых токах, за-
крепляемым в непосредственной близости от кромки лопаток.
Приведенные методы позволяют оценить собственную частоту
колебаний лопаток и провести анализ возможных резонансных зон
по частоте вращения ротора. Однако, даже наклейка тензодатчи-
ков не позволяет оценить действительную амплитуду колебаний
лопатки или величину напряжений в лопатке. В реальных услови-
ях турбина работает при температуре газа 650—700°С и частоте
вращения до 90 тыс. мин-1. Поэтому определение действительных
вибропрочностных характеристик турбин возможно лишь при ис-
пользовании высокооборотного токосъемника в сочетании с высоко-
температурным тензометрированием. Решение этих вопросов еще
не вышло за рамки лабораторных исследований.
Тем не менее, используя перечисленные выше методы исследо-
вания, сравнительными испытаниями можно оценить влияние тех
или иных конструктивных изменений на собственную частоту коле-
75
Рис. 3.4. Колесо турбины. Узловые линии различ-
ных форм колебаний лопатки.
баний лопаток. На рис. 3.4 показана толщина диска колеса 1,5 мм.
Уменьшение толщины диска до 1 мм понижает собственную часто-
ту колебаний лопаток на 5ч-10%, но увеличивает амплитуду коле-
баний в 2ч-3 раза.
Облегчение колеса за счет проточки диска до диаметра 0,7-dj,
увеличивает амплитуду колебаний лопатки в 4 раза при уменьше-
нии собственной частоты колебаний на 3—5%. В связи с этим об-
легчение колеса лучше делать не за счет проточки диска, а за счет
выборки металла с диска между лопатками, как это показано на
рис. 3.4 б.
В некоторых случаях для отстройки от резонансных зон при-
меняется подрезка выходных кромок лопаток под углом 5 или 10°
к вертикальной оси (рис. 3.4). Собственная частота колебаний ло-
паток при «подрезке» выходных кромок на каждые 5° повышается
на 6—7%. Следует иметь в виду, что при этом понижается кпд сту-
пени.
4. ВЛИЯНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ФАКТОРОВ
НА НАДЕЖНОСТЬ ТУРБОКОМПРЕССОРА
4.1. Экстремальные условия работы турбокомпрессора
Турбокомпрессор на автотракторном дизеле работает в слож-
ных и разнобразных условиях. С целью определения особенностей
режимов работы ТКР в различных эксплуатационных условиях
было проведено режимометрирование дизелей ЯМЗ-238НБ и
ЯМЗ-240Н, имеющих различное применение в народном хозяйстве
страны.
Автосамосвал БелАЗ-548А с дизелем ЯМЗ 240Н (NIIOm =
= 368 кВт при пд=2100 мин-1) работал на вывозке горной массы
в карьере Криворожского горнообогатительного комбината. Пол-
ный цикл движения самосвала составлял в среднем 30 минут. Из
76-
них в течение 20 минут преобладающими являются режимы рабо-
ты дизеля в зоне внешней скоростной характеристики (72% време-
ни при мощности равной 0,96—1,0 от максимальной) и узком ско-
ростном режиме пд^1900 мин-1. Очень короткое время (менее
5%) дизель работает при частотах вращения коленчатого вала ни-
же 1770 мин-1, что объясняется применением на автомобиле
БелАЗ-548А гидротрансформатора, у которого оптимальные значе-
ния кпд находятся в скоростном диапазоне, ограниченном частотой
вращения равной 1900—2100 мин-1.
Дизель ЯМЗ 238НБ (NnoM=158 кВт при пд=1700 мин-1) уста-
навливается на трактор К-700, который при проведенных исследо-
ваниях выполнял две типичные сельскохозяйственные работы, со-
здающие различную нагрузку на двигатель: на целинной пахоте и
на транспортных работах при движении по грунтовым дорогам.
При пахоте дизель работает в относительно узком скоростном и
нагрузочном режимах: 55% времени при частоте вращения колен-
чатого вала 1570—1770 мин-1 и 74% при мощности равной 0,8—1,0
от максимальной. Эти условия сохраняются относительно посто-
янными на протяжении длительного времени, определяемого дли-
ной гона на пахоте. На транспортных работах скоростной диапазон
работы дизеля еще более сужается (74% времени при частоте вра-
щения равной 1770—1830 мин-1) при резком расширении диапазо-
на нагрузок (73,5% времени при мощности равной 0,09—1,0 от мак-
симальной). Таким образом при применении дизеля с наддувом на
карьерном самосвале напряженность условий работы ТКР опре-
деляется практически полной загрузкой дизеля и цикличностью
смены режимов его работы.
При работе дизеля на тракторе частота вращения ротора ТКР
изменяется в относительно узких пределах 40—45 тыс. мин-1, при
этом температура газа перед турбиной составляет 550—600°С. Этот
режим сохраняется продолжительное время, определяемое, как уже
говорилось, длиной гона на пахоте.
При работе на карьерном самосвале в силу большей форсировки
дизеля ЯМЗ-240Н частота вращения ротора ТКР и температура
газа достигают значений соответственно 60 тыс. мин-1 и 700°С при
движении нагруженного автомобиля на подъем и снижаются да
15—20 тыс. мин-1 и tr=250—300°С, соответственно, при возвраще-
нии в карьер порожняком. Изменение этих условий происходит
циклично, в среднем каждые 30 минут. При этом меняются пара-
метры работы не только ТКР, но и систем, обеспечивающих его
работоспособность. Изменяются температура и давление посту-
пающего к ТКР масла, имеют место резкое повышение и сниже-
ние частоты вращения ротора и т. д. Все это оказывает влияние на-
77
надежность и долговечность ТКР, что подтверждается результата-
ми анализа отказов в эксплуатации.
При примерно одинаковом отношении числа отказов ТКР к
числу отказов обоих типов дизелей сами отказы имеют различный
характер. Так, самоотворачивание винтов крепления упорного под-
шипника происходит только при работе ТКР на дизеле ЯМЗ-240Н
н объясняется цикличным воздействием нагрузок на упорный под-
шипник. Термоусталостные трещины на корпусах турбин образу-
ются в основном при работе ТКР на дизеле ЯМЗ-240Н.
На работу ТКР могут оказывать влияние различные неисправ-
ности в системах дизелей. Внешним признаком неисправности си-
стемы наддува является снижение мощности и увеличение дымно-
сти выпускных газов. Из накопленного опыта следует, что чаще
всего это происходит из-за засорения воздушных фильтров и раз-
герметизации впускного и выпускного трактов. Причиной разгер-
метизации впускного тракта являются разрушения резиновых
шлангов, ослабление соединительных хомутов, усадка резиновых
уплотнительных колец в компрессоре ТКР или в соединении впуск-
ных коллекторов. Разгерметизация выпускного тракта (утечка га-
зов) происходит из-за ослабления крепления коллекторв или про-
гара уплотнительных прокладок.
Неисправности в самом турбокомпрессоре также могут быть
причиной уменьшения мощности двигателя. Небольшие повреж-
дения лопаток колеса компрессора или турбины посторонними
предметами, задевание лопатками колеса компрессора за нагаро-
отложения на корпусе приводят к уменьшению давления наддува
и, как следствие, к снижению мощности двигателя и повышению
дымности отработавших газов. Отказ узла подшипников из-за до-
стижения предельных зазоров в плавающих подшипниках или из-
за недостатка смазки происходит мгновенно. В этом случае отме-
чается наволакивание бронзы на вал, поломка уплотнительных
колец или раскатка их в канавках, сильная течь масла во впускной
и выпускной коллекторы. При этом имели место случаи работы ди-
зеля на воздухо-масляной смеси при полностью выключенной по-
даче топлива. Однако, течь масла может произойти из-за усадки
уплотнительного резинового кольца внутри турбокомпрессора и
повышенного сопротивления сливной магистрали в результате от-
ложений из-за длительной непрерывной работы дизеля на режиме
холостого хода.
Течь масла из выпускной трубы (после турбокомпрессора) на
режимах холостого хода у нового дизеля не является признаком
отказа ТКР. В начальный период работы дизеля поршневые коль-
ца могут пропускать небольшое количество масла на выпуск. Пос-
78
ле приработки поршневой группы примерно через 200—300 часов;
течь масла прекращается.
Отказ узла подшипников ТКР при запуске дизеля в холодное
время при температуре минус 20—25°С из-за задержки поступле-
ния масла к подшипникам возможен при нарушении инструкции по;
эксплуатации.
4.2. Особенности работы узла подшипников при пуске двигателя
Одним из наиболее неблагоприятных эксплуатационных режи-
мов работы автомобильного дизеля, оказывающих влияние на на-
дежность и долговечность узла подшипников ТКР, является режим
пуска, особенно при отрицательных температурах. В этих услови-
ях имеет место значительная задержка поступления масла к под-
шипникам турбокомпрессора, обусловленная как гидравлическим
сопротивлением трубопроводов на линии всасывания масляного^
насоса, так и элементов системы смазки на линии нагнетания по
ним масла повышенной вязкости. Недостаточное количество маслаг
вызванное задержкой его поступления, приводит к изменению гид-
родинамических условий работы подшипников ТКР и при нару-
шении режима прогрева дизеля после пуска возможен отказ ТКР
или создаются для этого предпосылки.
Турбокомпрессор является, как правило, наиболее удаленной
от масляного насоса точкой смазки. Это обстоятельство наклады-
вает условия на организацию подачи масла к узлу подшипников
на различных режимах работы дизеля.
В современном дизелестроении нашли распространение две ос-
новные схемы подачи масла к узлу подшипников ТКР. Схема, по
которой в трубопроводе, подводящем масло к ТКР, устанавлива-
ется дополнительный фильтр (рис. 4.1,А). Схема, по которой снаб-
жение узла подшипников ТКР маслом осуществляется из главной
масляной системы дизеля, оборудованной полнопоточным фильт-
ром очистки масла (рис. 4.1,Б). Первая схема используется в ди-
зелях ЯМЗ-238НБ, ЯМЗ-238Н. Скания DS-14 и др. Вторая схема
применяется на дизелях ЯМЗ-240Н, СМД-60 и большинстве дизе-
лей иностранного изготовления. Обе схемы выполняются с предва-
рительной прокачкой системы маслом перед пуском дизеля или без
нее. В известных конструкциях внутренний диаметр каналов и тру-
бопроводов изменяется в пределах от 8 до 12 мм, а конструкции;
фильтров довольно разнообразны.
Фильтрующие элементы масляных фильтров изготавливают из
фильтровального картона, прессованной древесной муки различ-
ной степени измельчения или из металлических сеток. Применяе-
мые на дизелях ЯМЗ фильтрующие элементы, изготовленные из
79)
SO
f
CJ
I i ‘ ~ CL)
древесной муки, отличаются высокой первоначальной плотностью
и степенью очистки. Чистые элементы, изготовленные из древесной
муки группы 1600 и 400, обладают гидравлическим сопротивлением
0,05 и 0,25 МПа соответственно при расходе масла 60 л/мин и тем-
пературе 90°С. Тонкость отсева указанных элементов составляет
60—80 и 5—9 мкм соответственно. Из-за засорения и осмоления
гидравлическое сопротивление элементов со временем возрастает,
что может значительно увеличить период задержки подачи масла
при пуске дизеля. К моменту замены элементов (через 100 часов
для двигателей ЯМЗ) гидравлическое сопротивление элемента из
муки группы 1600 может достигать 0,25 МПа. Исходное сопротив-
ление бумажного элемента составляет в среднем менее 0,01 МПа
и предельное сопротивление 0,25 МПа примерно черз 200 часов.
Иногда применяются дополнительные способы сокращения пери-
ода поступления масла к узлу подшипников, например, с помощью
гидроаккумулятора, представляющего собой емкость, заполнен-
ную маслом, из которой происходит подача масла в узел подшип-
ников в первоначальный момент пуска дизеля. Поскольку количе-
ственные характеристики влияния различных конструктивных и
эксплуатационных факторов на величину задержки поступления
масла к узлу подшпиников ТКР не известны, исследования прово-
дились со следующими вариантами схем подачи масла к ТКР.
Для схемы А — вариант А.1, в фильтр перед ТКР устанавлива-
ли чистый фильтрующий элемент из древесной муки группы 1600,
внутренний диаметр маслопроводящих каналов равнялся 8 мм;
— вариант А.2, в фильтр перед ТКР устанавливали загрязнен-
ный (отработавший на двигателе 100 часов) фильтрующий эле-
мент из древесной муки группы 1600, диаметр каналов 8 мм;
— вариант А.З, в фильтр перед ТКР устанавливали загрязнен-
ный (отработавший на двигателе 200 часов) фильтрующий эле-
мент из фильтровальной бумаги, диаметр каналов 8 мм;
— вариант А.4, в фильтр перед ТКР устанавливали чистый
фильтрующий элемент из древесной муки группы 1600, диаметр
маслопроводящих каналов увеличен до 12 мм;
— вариант А.5, в фильтр перед ТКР устанавливали чистый бу-
мажный фильтрующий элемент, диаметр каналов 12 мм;
— вариант А.6, в фильтр перед ТКР устанавливали загрязнен-
ный (отработавший на двигателе 100 часов), фильтрующий эле-
мент из древесной муки группы 1600, диаметр каналов 12 мм;
— вариант А.7, в фильтр перед ТКР установлен частично загряз-
ненный (отработавший на двигателе 100 часов) бумажный эле-
мент, диаметр каналов 12 мм;
— вариант А.8, в фильтр перед ТКР установлен чистый фильт-
6 Заказ 286
81
'рующий элемент пз древесной муки группы 400, диаметр каналов
12 мм;
— вариант А.9, в фильтр перед ТКР установлен чистый фильт-
рующий элемент из древесной муки группы 1600. Диаметр масло-
проводящих каналов 8 мм. В систему смазки включен гидроакку-
мулятор емкостью 1 литр поршневого типа, подающий масло в ка-
нал перед турбокомпрессором под действием давления масла в
главном масляном канале двигателя;
— вариант А.10, вместо ранее применявшихся фильтров перед
ТКР использовали центробежный фильтр;
— вариант А.И, без фильтра перед ТКР. Фильтр грубой очист-
ки масла двигателя заменен на полнопоточный фильтр центробеж-
ной очистки.
Для схемы Б. — вариант Б.1, в полнопоточный фильтр устанав-
ливали чистые элементы из древесной муки группы 1600;
— вариант Б.2, в полнопоточном фильтре были использованы
чистые бумажные элементы;
— вариант Б.З, в полнопоточном фильтре использованы загряз-
ненные (отработавшие на двигателе 200 часов) бумажные эле-
менты;
— вариант Б.4, в полнопоточном фильтре использованы загряз-
ненные (отработавшие на двигателе 100 часов) элементы из дре-
весной муки группы 1600;
— вариант Б.5, в полнопоточном фильтре использованы загряз-
ненные (отработавшие на двигателе 100 часов) фильтрующие эле-
менты из древесной муки группы 1600 без предварительной про-
качки системы маслом.
Маслопроводящие каналы схемы Б были выполнены с внутрен-
ним диаметром 12 мм. Кроме варианта Б.5 все опыты по схеме Б
были проведены с предварительной прокачкой системы маслом.
При испытании использовали бумажные фильтрующие элемен-
ты типа Раба—Ман, изготовленные из фильтровального картона с
тонкостью отсева ~40 мкм. Испытанные варианты охватывают су-,
ществующие конструкции масляных систем как отечественных, так
и зарубежных дизелей с турбонаддувом.
Сравнение исследованных вариантов схем производили по вре-
мени, необходимом для создания определенного давления, приня-
того равным 0,15 МПа в корпусе узла подшипников при пуске хо-
лодного дизеля. Все пуски дизеля с различными вариантами схем
подачи масла осуществляли в одинаковых условиях при темпера-
туре минус 20°С, причем перед каждым пуском дизель выдержи-
вался при указанной температуре не менее 15 часов. Испытания:
проводили на масле М8Г по ТУ 38-1-01-46-70. Рычаг управления
подачей топлива устанавливали в положение, соответствующее
82
требованиям инструкции к осуществлению пуска двигателя при
отрицательных температурах, что обеспечивало частоту враще-
ния коленчатого вала 1400—1500 мин-1, то есть 65—70% от номи-
нальной частоты.
Определение давлений в корпусе узла подшипников и различ-
ных точках системы смазки двигателей, а также времени задерж-
ки поступления масла к указанным точкам производили тензомет-
рическими датчиками давления. Во время испытаний показания
тензодатчиков контролировали электрическими манометрами типа
МЭД. Температуру масла измеряли хромель-копелевыми термопа-
рами с открытым спаем, показания термопар регистрировались на
бумажной ленте потенциометра ЭПП-09 с интервалом отсчета в
1,5 с. Кроме того па осциллографе Н-105 производилась непрерыв-
ная запись частоты вращения ротора ТКР, для чего использовали
аппаратуру, изготовленную на ЯМЗ. Также регистрировали траек-
торию движения конца ротора ТКР со стороны компрессора.
Тарировку всех датчиков осуществляли при температуре минус
20°С. Кроме того, определялся промежуток времени от момента
пуска дизеля до появления масла на сливе из узла подшипников
ТКР и измерялась продолжительность слива 150 мл масла.
Полученные результаты испытаний представлены на рис. 4.2,
где вертикальными столбцами и характером штриховки показана
динамика нарастания давления масла в корпусе подшипников ТКР
при исследованных вариантах схем подачи масла.
Наиболее полно требованию наименьшего времени, затрачива-
емого на подачу масла, удовлетворяет вариант А.11 с полнопоточ-
ным фильтром центробежной очистки, так как в этом случае ста-
бильное давление масла более 0,15 МПа обеспечивается уже через
30 с после пуска двигателя. Однако, из-за высокой вязкости мас-
ла в начальный период работы двигателя снижается степень очи-
стки центробежного фильтра, что было показано специально про-
веденными опытами. Эти опыты проводились путем введения квар-
цевого порошка в систему смазки двигателя перед фильтром цент-
робежной очистки непосредственно перед пуском. Анализ проб
сливаемого из турбокомпрессора масло обнаружил большое коли-
чество частиц введенного порошка, а при контрольной разборке
турбокомпрессора на рабочих поверхностях подшипникового узла
имели место риски абразивного характера.
Вариант А.1, в котором в качестве фильтра перед ТКР исполь-
зовался элемент из древесной муки группы 1600, обеспечивает ста-
бильную подачу масла к турбокомпрессору лишь после 6-й мину-
ты. Расширение маслопроводящих каналов с 8 до 12 мм сокраща-
ет время первоначального поступления масла более, чем на 30%.
Установка гидроаккумулятора позволяет сократить время задерж-
6* 83
г мин схема k
/5-1 'Ч
Ш Рм-0,05.-.0,15 МПа
Ж Рм=0,15-~ 0,35 МПа
I продол/кительность ииба ui
/ша Ь количеств /50-^
/чин
Рис. 4.2. Изменение давления масла в узле подшипников
турбокомпрессора в зависимости от времени работы
двигателя на холостом ходу при частоте вращения
1400—1500 мин-1 при температуре окружающего возду-
ха — 20°С для различных вариантов схем, т — время ра-
боты дизеля после пуска; t — время прокачки масла.
84
ки поступления подачи масла, однако, стабильное давление масла
в узле подшипников достигается лишь после 11-й минуты.
Тип фильтрующего элемента (его гидравлическая характерис-
тика) оказывает существенное влияние на запаздывание подачи
масла. В варианте А.1 применялись элементы из древесной муки
группы 1600, а более плотные элементы из муки группы 400 (ва-
риант А.8) обеспечивают стабильное давление лишь после 15-й
минуты.
Установка бумажного элемента взамен элемента из древесной
муки группы 1600 значительно сокращает время подачи масла, а
сочетание бумажного элемента с увеличенными каналами (вари-
ант А.5) позволяет снизить задержку поступления масла к под-
шипникам до уровня системы с полнопоточным центробежным
фильтром (вариант А.11). Давление масла больше 0,35 МПа в
этом случае обеспечивается уже на первой минуте.
Предварительная прокачка системы смазки позволяет сокра-
тить время начала поступления масла практически до нуля. Од-
нако, при достижении частоты вращения ротора ТКР, соответству-
ющей частоте вращения коленчатого вала двигателя, происходит
затем продолжительное снижение давления масла в узле подшип-
ников (вариант Б.1). Это объясняется тем, что с началом вращения
ротора происходит прогрев масла в подшипниках, который вызы-
вает уменьшение вязкости масла и повышение пропускной способ-
ности указанного узла. При этом расход масла через фильтр не со-
ответствует расходу масла через ТКР (рис. 4.3). Действительно,
в начальный момент пуска через подшипники ТКР проходит всего
50 мл/мин масла при давлении более 0,4 МПа и этот расход обес-
печивают почти все испытанные фильтры в любом состоянии. По
мере увеличения частоты вращения ротора резко возрастает про-
пускная способность подшипников и при частоте вращения 23—
27 тыс. мин-1, что соответствует режиму максимальных холостых
оборотов двигателя, при давлении 0,25 МПа расход масла состав-
ляет уже около 450 мл/мин. Этому условию могут удовлетворять
чистый и частично загрязненный (100 час.) бумажный элемент при
небольших перепадах до 0,1 МПа и чистый элемент из муки груп-
пы 1600 при перепаде давлений около 0,6 МПа. Кроме того, спе-
циальными опытами установлено, что при предпусковой прокачке
в систему смазки подается неочищенное масло, которое в значи-
тельной степени снижает надежность и долговечность пар трения.
Влияние маслопроводящих каналов длиной 1 м при прокачке
масла М8Г при минус 20°С вязкостью около 11000 сст на гидрав-
лическое сопротивление, рассчитанное по обычным формулам гид-
равлики при условии обеспечения расхода масла через ТКР в ко-
личестве 0,25 л/мин, приведено в таблице 2.1. В таблице приведе-
85
Рис. 4.3. Гидравлические характеристики фильтров (а) и тур-
бокомпрессора (б). Сплошные линии —фильтр чистый, штри-
ховые— загрязненный после 100 и 200 ч. работы:
1 —бумажные элементы; 2 —элементы из древесной мукш
группы 1600; 3 —элементы из древесной муки группы 400;
4 __ Пт = 04-1000 мин~‘; 5— пт = 150004-17000 мин"1; 6 —
пт=230004-27000 мин<
86
но и время, необходимое для заполнения объема указанных трубо-
проводов.
Таблица 2.1
Диаметр трубопровода, мм 8 12 16 20
Гидравлическое сопротивление, МПа 0,45 0,093 0,03 0,011
Время заполнения канала, с 11 30 50 70
Опытным путем установлено, что для обеспечения нормальной
работы подшипников ТКР при пуске, необходимо обеспечить рас-
ход масла через них 0,15—0,2 л/ мин в течение'первой минуты, что
соответствует давлению перед ТКР 0,05—0,1 МПа (рис. 4.3). Кри-
терием нормальной работы ТКР считалась для этого случая ста-
бильная амплитуда перемещения конца ротора, которая измеря-
лась в процессе пуска дизеля. Если учесть, что давление масла в
магистрали дизелей после прогрева составляет 0,45—0,5 МПа, то
общий перепад давления маслопроводящей системы может быть
0,35—0,4 МПа.
Каналы диаметром 8 мм в первоначальный момент при пуске
имеют сопротивление 0,45 МПа, а увеличение их диаметра до 16—
20 мм значительно увеличивает время, потребное на заполнение.
Установка бумажных элементов оказывает положительный эф-
фект, сокращая как задержку подачи масла, так и время достиже-
ния стабильного давления. Загрязненные элементы, естественно,
оказывают значительное сопротивление потоку масла, чем объяс-
няется увеличение периода задержки подачи масла к подшипникам
ТКР (вариант А.2 и А.З, рис. 4.2). Причем продолжительность от-
сутствия давления масла может достигать трех и более минут, а
низкое давление масла до 0,05 МПа сохраняется в течение 8—
11 минут.
Следует отметить, что во всех опытах, проведенных на двига-
теле с системой смазки, выполненной по схеме А, подача масла в
главную масляную магистраль к месту отбора на ТКР осуществ-
лялась в среднем через 16 секунд после пуска дизеля.
Таким образом, схема подачи масла к ТКР и проходное сече-
ние маслоподводящих каналов существенно влияют на время за-
держки подачи масла к узлу подшипников и тем самым на работо-
способность ТКР при пуске дизеля. Из анализа результатов про-4
веденных исследований следует, что оптимальной схемой с точки
зрения быстрого обеспечения ТКР фильтрованным маслом при пус-
ке дизеля является схема с элементами из фильтровального карто-
87
на с тонкостью отсева 30—40 мкм и маслопроводящими трубопро-
водами диаметром 12 мм.
Частота вращения ротора ТКР на пусковых режимах превыша-
ет частоту вращения коленчатого вала дизеля в 10—12 раз.
После остановки во внутренних полостях корпуса подшипни-
ков сохраняется некоторое количество масла, которое создает ус-
ловия для обеспечения работоспособности узла подшипников в те-
чение времени, достаточного для прогрева масла в поддоне двига-
теля до рабочей температуры, если окружная скорость вала ТКР
не превышает 13 м/с. Это было установлено на безмоторном стен-
де, а также на двигателе ЯМЗ-238НБ при его работе в моторном
боксе. В первом случае после резкой остановки ТКР, которая была
осуществлена одновременным прекращением подачи газа в турби-
ну и масла к узлу подшипников, он был выдержан в течение 4 ча-
сов для обеспечения полного слива масла из подшипников. Затем
с отсоединенной маслоподающей трубкой ТКР был‘выведен на
режим 6 тыс. мин-1/ив = 5,5 м/с и работал в течение 6 часов не-
прерывно. Осмотр деталей до и после испытаний не выявил ни-
каких изменений на поверхностях трения.
Оценка работоспособности узла подшипников ТКР без подачи
масла производилась также на двигателе при его работе по режи-
мам холостого хода и частоте вращения коленчатого вала '600,
1200, 1500 и 1700 мин-1. Окружная скорость вала ротора в под-
шипниках при этом изменялась от 6 до 16 м/с. После выдержки
резко остановленного двигателя в течение 4 часов маслоподающая
магистраль отсоединялась от ТКР. Работа дизеля происходила
тремя циклами по 15 минут'с двумя остановками продолжитель-
ностью 30 минут и последующим осмотром состояния деталей ТКР.
Этими опытами установлено, что работа ТКР без подачи масла на
режимах холостого хода двигателя до частоты вращения коленча-
того вала равной 1500 мин-1 не оказывает влияния на работоспо-
собность узла подшипников и не приводит к износам деталей. На
режиме 1700 мин--1 произошел задир подшипников ТКР. Таким
образом, до окружной скорости вала ротора, равной 13 м/с, еще со-
здаются допустимые условия гидродинамической смазки подшип-
ников, и ТКР может работать указанное время.
Недостаточная подача масла при высокой частоте вращения ро-
тора приводит к потере устойчивости масляного слоя в узле под-
шипников. Это усугубляется почти полным отсутствием демпфиро-
вания в масляном слое, в результате чего отмечается мгновенное
возрастание амплитуды прецессионного движения конца вала ро-
тора и уменьшение частоты его вращения. В этот момент на под-
шипники ТКР передаются обусловленные значительным уменьше-
нием вязкости масла из-за возрастания температуры, дополнитель-
88
ные нагрузки из-за большой амплитуды прецессирования ротора.
Эти нагрузки приводят к контактированию поверхностей трения.
При осмотре деталей узла подшипников было отмечено засветление
участков контакта. При длительном контактировании поверхностей
появляются натиры, а в случае наличия в масле абразивных час-
тиц— риски. Последовательное накопление натиров и рисок при-
водит к качественным изменениям в работе сопряженных поверх-
ностей узла подшипников и, в конечном счете, к возникновению
задиров и последующему отказу подшипников ТКР. Приведенная
физическая модель отказа подтверждается материалами эксплуа-
тации и проведенных стендовых испытаний.
Неблагоприятные обстоятельства, сопутствующие холодному
пуску, учтены в рекомендациях для эксплутации двигателей зару-
бежных фирм: Камине, Катерпиллер, Скания и др. Например, фир-
ма Скания ограничивает верхний предел частоты вращения колен-
чатого вала дизелей с турбонаддувом после пуска 1000 мин-1 (45%
от Пном:). в течение 30 секунд, а фирмы Камине и Катерпиллер не
допускают резкого повышения частоты вращения коленчатого ва-
ла во время прогрева после пуска и работы двигателя под нагруз-
кой в этот период.
Из проведенных исследований вытекает, что схема подачи мас-
ла оказывает существенное влияние на условия работы узла под-
шипников ТКР при пуске и тем самым на его надежность и на на-
дежность двигателя с турбонаддувом в целом. Наиболее благопри-
ятной с этой точки зрения является схема подачи масла, по кото-
рой отбор масла к ТКР осуществляется от системы смазки двига-
теля, снабженной полнопоточным бумажным фильтром очистки
масла. Сечения маслопроводящих трубопроводов должны выби-
раться максимально возможным с учетом компоновки и стабиль-
ного обеспечения маслом подшипников в пределах первой минуты.
Прогрев двигателя до достижения рабочих параметров масла не-
обходимо осуществлять на холостых оборотах, не превышающих
50—60% от максимальных.
4.3. Тепловой режим турбокомпрессора при останове двигателя.
Тепловые условия работы узла подшипников определяются в
основном частотой вращения ротора, величиной подачи и темпе-
ратурой масла и зависят от температуры газов перед турбиной. Вы-
сокая температура газов, свойственная автомобильным ТКР, обус-
ловливает наличие двух интенсивных потоков тепла в узле под-
шипников. Один из них распространяется по корпусным деталям,
а другой — через колесо турбины по валу ротора. Таким образом,
подача масла к подшипникам должна обеспечивать помимо сво-
его основного назначения (создания надежных масляных слоев в
89
зазорах подшипников) и отвод тепла, поступающего с указанными
выше тепловыми потоками.
Исследования, проведенные на безмоторном стенде, позволили
оценить характер изменения температуры масла и отдельных то-
чек корпуса подшипников в зависимости от частоты вращения ро-
тора, температуры газов и расхода масла.
Схема расположения термопар в ТКР приведена на рис. 4.4.
Во всех опытах температура масла и деталей измерялась хромель-
копелевыми термопарами, изготовленными из проволоки диамет-
ром 0,5 мм, спаи которых помещались в масляный поток или уста-
навливались на глубину 1 мм от измеряемой поверхности. Регист-
рация температур осуществлялась самопишущим потенциометром
ЭМП-09М.
Рис. 4.4. Схема установки термопар в деталях ТКР.
90
600
WO
500
600
w
500
300
400
200
300
200
100
9 30 32 // 26 35 25 2? 12 14
\1OO
4
гч i? is zi гъ ^го(ски
Рис. 4.5. Распределение температуры корпусных деталей в зависимости от ско-
рости вращения ротора:
1 — G0000 мин”'; 2 — 45000 мин”1; 3 — 30000 мин”1 (левая шкала температур) и
от температуры газов перед турбиной: 4 — 700; 5 — 600; 6 — 300° (правая шкала
температур) tM=90°C; Рм = 0,45 МПа.
Из приведенных на рис. 4.4 результатов исследований следует,
что изменение частоты вращения ротора ТКР от 30 до 60 тыс. мин-1
при постоянной температуре газов на входе в турбину равной 700°С
существенно сказывается на изменении температуры корпуса под-
шипников в области расположения опор ротора. Увеличение тем-
пературы в указанных точках связано с ростом работы трения при
повышении частоты вращения ротора. Некоторое снижение темпе-
ратуры корпусных деталей турбины на этих режимах объясняется
уменьшением теплоотдачи от газов при уменьшении частоты вра-
щения ротора из-за уменьшения плотности и скорости газов в га-
зосборнике турбины.
Изменение температуры газов от 300°С до 700°С при постоян-
ной частоте вращения ротора равной 60 тыс. мин-1 в основном вли-
яет на температуру корпусных деталей турбинной ступени и повы-
91
шает температуру в области уплотнительных колец на 50°. Это
приводит к повышению температуры масла на сливе из узла под-
шипников на 20°, причем наибольшее значение температуры сли-
ваемого масла доходит до 120°С.
Существенное влияние на тепловой режим узла подшипников
оказывают температура и расход масла, поступающего к подшип-
никам. Так повышение температуры масла с 90°С до 110°С при-
водит к увеличению- температуры сливаемого масла примерно на
10°С. Меньшее изменение температуры сливаемого масла по срав-
нению с изменением температуры масла, поступающего в масля-
ную полость, связано с увеличением расхода масла из-за умень-
шения его вязкости. Однако, изменение температуры корпуса под-
шипников в области расположения уплотнительных колец происхо-
дит на ту же величину, что и изменение температуры поступающе-
го масла.
Непосредственное воздействие ТКР на качество масла, обеспе-
чивающего работу узла подшипников, может проявляться двояким
путем: через непосредственный контакт, имеющий место при омы-
вании маслом нагретых поверхностей корпуса подшипников, и при
протекании через зазоры в подшипниках, а также при взаимодей-
ствии разбрызганного масла в сливной полости корпуса подшип-
ников в полость через уплотнения вала ротора со стороны комп-
рессора и со стороны турбины.
Оценка влияния рабочего процесса в ТКР на изменение физи-
ко-химических свойств масла производилась на дизеле ЯМЗ-240Н.
Наддув этого V-образного дизеля осуществляется от двух турбо-
компрессоров, установленных с торца каждого ряда блока-цилинд-
ров. В один из турбокомпрессоров масло подавалось из масляной
магистрали двигателя, а в другой — из автономной масляной сис-
темы. Причем температура и давление масла перед обоими ТКР
выдерживались одинаковыми.
Режим испытаний состоял из повторяющихся циклов, в соот-
ветствии с которыми двигатель работал 15 минут на режиме номи-
нальной мощности 383 кВт при 2100 мин-1, а затем 5 минут на хо-
лостом ходу при 1100 мин-1. Общая продолжительность испытаний
составила 420 часов.
Проведенные испытания позволили установить, что основные
физико-химические показатели масла, поступавшего в турбокомп-
рессор из автономной системы, за время испытаний практичеески
не изменились, в то время как в самом двигателе масло пришлось
заменить четыре раза.
Существенное влияние на работоспособность узла подшипни-
ков могут также оказывать резкие остановы дизеля. Исследование
влияния таких остановов на тепловое состояние деталей узла под-
92
шипников осуществлялось путем записи температур характерных
точек этих деталей после выключения подачи топлива. Сразу же
после остановки ротора, примерно через 30—40 секунд после пре-
кращения вращения коленчатого вала, дополнительно подсоеди-
нялся клеммовый разъем к термопарам, установленным на валу
ротора, соединяющий их с потенциометром ЭПП-09.
Распределение температур при остановке дизеля с режима
Пд=1300 мин-1 (полная подача топлива) и остановки после холос-
того хода показано на рис. 4.6.
Через 3—4 минуты после остановки дизеля с режима полной
подачи топлива температура вала и корпуса подшипников со сто-
роны турбины достигает 350—360°С, а над уплотнительными коль-
цами— 400°С. У подшипника со стороны компрессора температу-
ры повышаются в меньшей степени и к 10-й минуте достигают
200°С. Снижение температур после достижения максимума проис-
ков (цифры соответствуют номерам термопар на рис. 4.4).
а — после остановки двигателя с режима полной подачи
топлива;
б — после остановки двигателя с режима холостого хода.
93
ходит со скоростью примерно одинаковой для всех точек и равной
3—4°С в минуту. При таком температурном состоянии узла под-
шипников происходит закоксовка уплотнительных колец, потеря
подвижности и, как следствие, течь масла через турбину. Наличие
цветов побежалости на деталях ротора свидетельствуют о их пере-
греве и уменьшении надежности работы.
При останове дизеля после пятиминутной работы его на холос-
тых оборотах уровень температур деталей ТКР меньше почти в два
раза, так как за это время температура корпуса и колеса турбины,
от которых подводится тепло в корпус подшипников и вал ротора
снижается в значительной степени. Так к пятой минуте работы
двигателя на холостых оборотах (вне зависимости от исходного
режима) температура масла после подшипника со стороны турби-
ны составляет 114—117°С, а температура корпуса над уплотни-
тельными кольцами— 173—175°С. При остановке с такого режи-
ма температура вала со стороны турбины повышается лишь до
190°С, а над уплотнительными кольцами — до 210°С, то есть дости-
гают того же уровня, как и при установившейся работе двигателя
на номинальном режиме (рис. 4.6). Приведенные данные свиде-
тельствуют о том, что для надежности работы турбокомпрессора
дизель с турбонаддувом необходимо останавливать лишь после
3—5 минут работы на холостых оборотах. Это условие, также как
и условие прогрева двигателя при запуске при отрицательной тем-
пературе окружающего воздуха, должно быть записано в инст-
рукцию по эксплуатации и неукоснительно выполняться водите-
.лями.
ЛИТЕРАТУРА.
1. Циннер К. Наддув двигателей внутреннего сгорания. Л., Машино-
строение. 1978, 263 с.
2. Мэнли Р. С. Анализ и обработка записей колебаний, пер. с англ. М.г
Машиностроение, 1972, 368 с.
3. .Симеон А. Э. и др. Турбонаддув высокооборотных дизелей. М., Маши-
ностроение. 1976, 288 с.
4. Чернышев Г. Д. и др. Исследование эксплуатационных режимов ра-
боты двигателей ЯМЗ. Автомобильная промышленность, 1975, № 10, с. 5—7.
5. Дейч Р. С. Методика исследования вибраций роторов турбокомпрессо-
ров с консольными рабочими колесами. Труды ЦНИДИ, 1979, вып. 75, с. 39—43.
6. О к а з а к и Т., Учияма К. Развитие высокооборотных малоразмерных,
турбокомпрессоров для легковых автомобилей. Конференция «Турбонаддув и
турбокомпрессоры», Лондон, 1982.