close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Анализ факторов влияющих на работоспособность подшипникового узла турбокомпрессора..pdf

код для вставкиСкачать
УДК 629.113.004.67
А.С. Денисов, А.А. Коркин, А.Р. Асоян
АНАЛИЗ ФАКТОРОВ, ВЛИЯЮЩИХ НА РАБОТОСПОСОБНОСТЬ
ПОДШИПНИКОВОГО УЗЛА ТУРБОКОМПРЕССОРА
Проведено
аналитическое
исследование
зависимости
коэффициента надежности подшипникового узла турбокомпрессора от
температуры узла и диаметрального зазора в сопряжении вал ротора –
втулка подшипника. Определены условия обеспечения надежной работы
подшипникового узла. Теоретически обоснованы пути повышения
надежности турбокомпрессора применением гидроаккумулятора.
Турбокомпрессор, подшипниковый узел, работоспособность.
A.S. Denisov, A.A. Korkin, A.R. Asoyan
INFLUENCING FACTORS ANALYSIS OF THE WORKING CAPACITY
OF TURBOCHARGER BEARING UNIT
Analytical research of reliability coefficient influence of turbocharger
bearing unit upon the temperature unit and diametrical clearance in rotor
shaft – sleeve bearing conjugation is given. The conditions for ensuring the
reliable operation of bearing unit are determined. The ways of improving the
reliability of turbocharger using accumulator are suggested in the article.
Turbocharger, bearing unit, working capacity.
В целях обеспечения безотказной работы подшипников скольжения, они должны
работать в условиях жидкостной смазки во всех диапазонах и режимах работы
турбокомпрессора. В этом случае поверхности вала и подшипника разделены сплошным
масляным слоем, непосредственное трение между металлическими поверхностями вала
и подшипника отсутствует. Износа металлических поверхностей при этом не
происходит, потери на трение невелики [1].
Наиболее значимой характеристикой, влияющей на надежность работы
подшипника, является величина, называемая коэффициентом надежности подшипника χ
[2]. Коэффициент надежности подшипника – отношение рабочей характеристики λ к
критической λКР:
λ
χ=
,
(1)
λ КР
Величина χ должна быть больше 1. Чем больше χ, тем меньше вероятность
перехода работы подшипника в область полужидкостной смазки, а, следовательно, риск
контакта поверхностей вала и подшипника.
В литературе чаще всего оперируют не величиной рабочей характеристики λ, а
безразмерным числом Зоммерфельда Sо [2]. Число Зоммерфельда является функцией от
относительного эксцентриситета ε и относительной минимальной толщины масляного
слоя ξ и определяется из выражения:
44
Sо =
η⋅ω
,
k ⋅ ψ2
(2)
где η – динамическая вязкость масла, Па⋅с; ω – угловая скорость, рад/с; k – удельная
нагрузка на единицу несущей поверхности подшипника, Па; ψ – относительный зазор.
С учетом (2) перепишем (1):
So
.
(3)
χ=
SoКР
Удельная нагрузка на подшипник k зависит от радиальной нагрузки Р,
действующей в сопряжении, и геометрических размеров подшипника: l – длина
подшипника и d – его диаметр:
P
k=
.
(4)
l ⋅d
Анализируя выражения (1)-(4), а также учитывая опыт эксплуатации [3] и
статистику отказов турбокомпрессоров [6], можно сделать вывод о том, что основными
факторами, влияющими на коэффициент надежности подшипника, являются следующие:
– снижение вязкости масла при повышении его температуры;
– рост относительного зазора при износе опорных поверхностей вала либо
подшипника.
Рассмотрим влияние вышеуказанных факторов на коэффициент надежности
подшипника турбокомпрессора. Для этого, с использованием справочной литературы [3],
зададимся необходимыми для расчетов параметрами, а также интервалами изменения
интересующих нас факторов на примере турбокомпрессора ТКР 7С-6:
– радиальная нагрузка на вал ротора турбокомпрессора: Р = 200 Н;
– длина подшипника: l = 0,01 м;
– диаметр подшипника: d = 0,01 м;
– угловая скорость: ω = 10467 рад/с;
– критическая толщина масляного слоя (исходя из шероховатости и жесткости
поверхностей вала и подшипника) hmin = 5 мкм.
В соответствии с конструкторской документацией, диаметральный зазор в
сопряжении вал ротора – втулка подшипника составляет ∆ = 0,05 мм и достигает
предельного в эксплуатации значения ∆ПР = 0,3 мм. Принимаем, что расчет будем
производить в интервале ∆ = 0,05-0,3 мм с шагом 0,03 мм.
Турбокомпрессор работает в широком диапазоне температур, при этом
значительно изменяется вязкость масла. В результате проведенных исследований было
установлено, что температура масла достигает величины tМ = 180°C и более.
Динамическая вязкость масла при этом изменяется от µ = 0,070 Па⋅с при 40°C до µ = 0,003
Па⋅с при 180°C. Расчет ведем для характерных точек:
– 40°C, что соответствует непрогретому двигателю;
– 100°C – рабочая температура масла для прогретого двигателя, работающего при
умеренной нагрузке;
– 150°C – максимально допустимая температура по условиям отсутствия
коксообразования;
– 180°C – критическая температура на наиболее напряженном режиме.
Проанализируем
зависимость
изменения
коэффициента
надежности
подшипника при увеличении диаметрального зазора в сопряжении. Расчет ведем на
основании
формул (1)-(4). Температуру масла принимаем 100°C. Графически полученные
результаты представлены на рис. 1. Из рисунка видно, что с ростом относительного
зазора,
т.е. в процессе износа подшипника, коэффициент его надежности значительно
45
снижается, достигая при значении предельно допустимого износа 0,3 мм величины,
немногим
более единицы, что позволяет говорить о том, что при таком износе подшипники уже
не обладают каким-либо запасом надежности и, соответственно, подвержены
внезапному выходу из строя. Даже при незначительном превышении допустимых
пределов износа коэффициент χ становится меньше единицы, т.е. не выполняется
условие So > Soкр, следовательно, отсутствуют предпосылки к созданию
гидродинамических условий смазки. Полученные результаты хорошо подтверждаются
опытом и результатами анализа статистики отказов.
Рассмотрим влияние температуры масла на коэффициент χ при номинальном
диаметральном зазоре в подшипнике. Расчет ведем по вышеописанной методике,
графически результаты представлены на рис. 2.
Из анализа графика можно сделать вывод о значительном влиянии температуры
масла на условия работы подшипника турбокомпрессора. Участок кривой в диапазоне от
40 до 100°C не представляет интереса, так как описывает работу турбокомпрессора при
прогреве двигателя, т.е. режим, на котором отсутствует влияние неблагоприятных
факторов на ресурс турбокомпрессора, так как рабочая температура масла составляет 9098°C. Дальнейший же рост температуры значительно снижает коэффициент надежности,
который уже при температуре 150°C уменьшается в два раза.
Таким образом, при совместном влиянии факторов температуры и износа
втулок подшипника может сложиться ситуация, приводящая к отказу
турбокомпрессора, который по диагностическим параметрам (зазор в сопряжении вал
ротора
–
втулка
подшипника) ещё не достиг предельного в эксплуатации состояния. Следовательно,
изношенный, но находящийся ещё в удовлетворительном состоянии турбокомпрессор
гораздо более чувствителен к повышению температуры масла, т.е. можно сделать
вывод о том, что подшипники турбокомпрессора, не достигшего предельного износа
в эксплуатации, обладают достаточным коэффициентом надежности только при
нормальной рабочей температуре масла. С повышением же температуры
подшипники изношенной турбины не могут обеспечить работоспособного состояния
ввиду малого запаса коэффициента надежности. Для численного и графического
отображения вышесказанного повторим расчеты при различных комбинациях
факторов
(рис. 3).
Рис. 1. Зависимость коэффициента надежности подшипника от роста
диаметрального зазора в сопряжении вал ротора – втулка подшипника
46
Температура, °С
Рис. 2. Зависимость коэффициента надежности подшипника от температуры масла
при диаметральном зазоре ∆ = 0,05 мм
Температура масла, °С
Рис. 3. Поверхность зависимости коэффициента надежности подшипника
от совокупного влияния диаметрального зазора и температуры масла
Для более наглядного представления полученной информации о нежелательных
режимах работы турбокомпрессора по условиях надежности подшипников приведем
проекцию поверхности на плоскость XOY.
47
Рис. 4. Горизонтальная проекция поверхности зависимости
коэффициента надежности подшипника от влияния температуры и зазора
Из рис. 4 видно, что при работе турбокомпрессора в правой, заштрихованной,
области графика не обеспечивается надежная работа подшипников турбокомпрессора,
причем большая часть этой области лежит левее отметки ∆ = 0,3 мм, означающей
предельное в эксплуатации состояние, лимитируемое внешними диагностическими
признаками (люфт вала ротора). Следовательно, можно сделать выводы о том, что
внезапные отказы турбокомпрессоров в эксплуатации обусловлены работой
турбокомпрессоров на режимах, соответствующих заштрихованной области графика.
Теоретические
предпосылки
увеличения
надежности
турбокомпрессора
применением гидроаккумулятора [4, 5] масла заключаются в снижении вероятности
работы турбокомпрессора в заштрихованной области графика рис. 4, когда не
обеспечивается условие χ > 1. Это достигается путем снижения температуры
подшипникового узла на наиболее теплонапряженном режиме работы турбокомпрессора –
при останове двигателя.
ЛИТЕРАТУРА
1. Автомобильные двигатели с турбонаддувом / Н.С. Ханин, Б.Ф. Лямцев,
Э.В. Аболтин и др. М.: Машиностроение, 1991. 262 с.
2. Орлов П.И. Основы конструирования: справ.-метод. пособие: в 2 кн. Кн. 2 / под
ред. П.Н. Учаева; 3-е изд. М.: Машиностроение, 1988. 544 с.
3. Автомобили КамАЗ с колесной формулой 6х4 и 6х6. Руководство по
эксплуатации, техническому обслуживанию и ремонту / А.С. Кузнецов. М.: Издат. дом
«Третий Рим», 2009. 268 с.
4. Денисов А.С. Целесообразность использования гидроаккумулятора для
смазки турбокомпрессоров / А.С. Денисов, А.А. Коркин // Совершенствование
технологий и организации обеспечения работоспособности машин: сб. науч. тр.
Саратов: СГТУ, 2007. С. 7-10.
48
5. Патент РФ на полезную модель № 69159. Система смазки турбокомпрессора
двигателя внутреннего сгорания / А.С. Денисов, А.А. Коркин. Зарег. в госреестре
10.12.2007.
6. Сведения по двигателям EURO-2 производства ОАО «КамАЗ-Дизель» с
рекламациями по разрушению турбокомпрессоров ТКР7С-6 за 2006 год / ОАО «КамАЗДизель». Набережные Челны, 2007. 19 с.
Денисов Александр Сергеевич –
доктор технических наук, профессор,
заведующий кафедрой
«Автомобили и автомобильное хозяйство»
Саратовского государственного
технического университета
Denisov Aleksandr Sergeyevich –
Doctor of Technical Sciences,
Professor, Head of the Department
of «Automobiles and Automotive Enterprise»
of Saratov State Technical University
Коркин Алексей Александрович –
аспирант кафедры
«Автомобили и автомобильное хозяйство»
Саратовского государственного
технического университета
Korkin Aleksey Aleksandrovich–
Post-graduate Student
of the Department
of «Automobiles and Automotive Enterprise»
of Saratov State Technical University
Асоян Артур Рафикович –
кандидат технических наук, доцент кафедры
«Автомобили и автомобильное хозяйство»
Саратовского государственного
технического университета
Asoyan Artur Rafikovich–
Candidate of Technical Sciences,
Associate Professor of the Department
of «Automobiles and Automotive Enterprise»
of Saratov State Technical University
Статья поступила в редакцию 08.06.10, принята к опубликованию 23.09.10
49
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
19
Размер файла
1 749 Кб
Теги
анализа, узла, подшипниковой, влияющие, турбокомпрессора, pdf, факторов, работоспособности
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа