CC BY
94
УДК 629.113.004.67
А.С. Денисов, А.Р. Асоян, Н.В. Орлов, А.М. Сычев МОДЕЛИРОВАНИЕ ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ ПОДШИПНИКОВОГО УЗЛА ТУРБОКОМПРЕССОРА
Проведен системный анализ тепловых и гидродинамических процессов, протекающих в турбокомпрессоре ТКР-7С. На основе анализа проведено математическое моделирование тепловых процессов, протекающих при работе турбокомпрессора; представлены результаты моделирования.
Моделирование, турбокомпрессор, теплонапряженное состояние, подшипниковый узел, смазочная система
A.S. Denisov, A.R. Asoyan, N.V. Orlov, A.M. Sychev SIMULATION OF THERMAL BEARING ASSEMBLY TURBOCHARGER
The article provides the system analysis of thermal and hydrodynamic processes occurring in the TCR-7C turbocharger. Mathematical modeling for the in-service turbocharger thermal processes is based on the given analysis. The results of the simulation are presented.
Modeling, turbocharger, heat-stressed condition, the bearing assembly, lubrication
system
Работа турбокомпрессоров (ТКР) дизелей характеризуется высокой неравномерностью распределения температур в элементах ТКР. На переходных режимах работы дизеля, таких как остановка, температура подшипникового узла турбокомпрессора достигает 180 0С и выше [2], что приводит к выгоранию и коксованию масла.
Одной из основных причин отказа турбокомпрессоров дизелей является заклинивание вала ротора вследствие закоксовывания подшипников. Экспериментальные исследования работы подшипникового узла ТКР, проведенные ранее [1, 2] показывают, что проблема теплонапряженности элементов ТКР форсированных дизелей на сегодняшний день не решена и остается актуальной, что обусловливает изучение и моделирование протекающих в процессе работы ТКР газодинамических, гидродинамических, тепловых процессов, сопровождающихся сложной динамикой движения и колебаний ротора.
С целью снижения теплонапряженности элементов турбокомпрессора ТКР предложена установка автономной смазочной системы (АСС) турбокомпрессора, позволяющей подать масло в подшипниковый узел ТКР перед запуском, во время работы двигателя и после его остановки.
Кроме того, применение автономной смазочной системы позволяет использовать масла на синтетической основе, более устойчивые к высоким температурам и коксованию.
Для моделирования процессов, протекающих при работе турбокомпрессора, разработана совмещенная расчетная схема гидравлических и тепловых потов турбокомпрессора (рис. 1).
Рис. 1. Совмещенная расчетная схема гидравлических и тепловых потоков турбокомпрессора:
ЭД - электродвигатель; НМ - насос масляный; ПК - предохранительный клапан; ФМ - фильтр масляный; ^1...?13 - местные гидравлические сопротивления; Qн, Qн1, Q1 - Q8 - местный расход масла; ^ - суммарный расход; Рн, Рн1, Р1-Р3 - давление масла; дц - д4т - подвод тепла к подшипнику от турбины; дш - д4м - отвод тепла от подшипника с маслом; дк, дкп, дт - отвод тепла в окружающую среду от корпуса компрессора, корпуса подшипников, корпуса турбины соответственно; дт кп - подвод тепла от корпуса турбины к корпусу подшипников; дкп п1, дкп п2 - подвод тепла от корпуса подшипников к подшипникам; к - подвод тепла от корпуса подшипников к корпусу компрессора; Тк, Тш, Тт - температура корпусов компрессора, подшипников и турбины соответственно; тк, ткп, тт - массы корпусов компрессора, подшипников и турбины соответственно; ск, сш, ст - коэффициент теплопередачи корпусов компрессора, подшипников и турбины соответственно; Рк, Ркп, Рт - площади поверхностей корпусов компрессора, подшипников и турбины соответственно
По результатам системного анализа тепловых и гидродинамических процессов в ТКР-7С дизеля КамАЗ, для моделирования процессов в ТКР разработаны динамические математические модели механических, тепловых, гидродинамических и газодинамических процессов турбокомпрессора.
На основе уравнения нестационарной теплопередачи [3] составим дифференциальное уравнение теплового баланса для корпуса турбины ТКР:
ст-шт-<1Тт/Л = - агЛ^(Тт - Тр) - а2-А2-(Тт - То) + + 1)/2, (1)
где ст - удельная теплоёмкость материала корпуса турбины; тт - масса корпуса турбины; Тт, Тр, Т0 -температуры, соответственно, турбины, подшипника, окружающей среды; а1, а2 - коэффициенты теплопередачи, соответственно от корпуса турбины к корпусу подшипника и от корпуса турбины в окружающую среду; Л1,Л2 - поверхность теплопередачи, соответственно от корпуса турбины к узлу подшипника у турбины, от турбины в окружающую среду; - мощность потока тепла отработав-
ших газов к корпусу турбины; 1 - время.
На основе уравнения нестационарной теплопередачи [3] составим дифференциальное уравнение теплового баланса для корпуса подшипника у турбины ТКР:
ср-тр-аТр/Л = агЛ^СГт - Тр) - аз^С^ - То) + N<*(1:) +
+ ^01у-^п(1 - -1откл) + 1)/2, (2)
где ср - удельная теплоёмкость материала корпуса подшипника; тр - масса корпуса подшипника у турбины; Тр, Т0 - температуры, соответственно, подшипника и окружающей среды; а1, а2 - коэффициенты теплопередачи, соответственно от корпуса турбины к корпусу подшипника и от корпуса подшипника в окружающую среду; Л1,Л3 - поверхность теплопередачи, соответственно от корпуса турбины к узлу подшипника у турбины, от корпуса подшипника в окружающую среду; N^(1) - мощность потока тепла от работы сил вязкого трения в подшипнике, при вращении ротора турбокомпрес-
сора после остановки дизеля; t - время; tOTlffl - момент времени отключения автономной смазочной системы (АСС), отсчитываемый от момента времени остановки дизеля, Npotv - мощность потока тепла отводимая из подшипникового узла потоком масла автономной смазочной системой.
Линейное дифференциальное уравнение в обыкновенных производных динамики вращательного движения ротора электродвигателя имеет вид [4]:
^д d<^/dt Мэд крэд Юэд M (3)
где 1эд - приведенный центробежный момент инерции ротора электрического двигателя; Мэд - движущий момент электродвигателя при наличии электрического питания; k^ - коэффициент вязкого трения сил сопротивления вращательного движения в подшипниках ротора; Юэд - угловая скорость вращения ротора; Mc = k^P^ - момент сил сопротивления на валу ротора, определяемый давлением Рнас на выходе масляного насоса ACC, kc1 - коэффициент пропорциональности; t - время.
Дифференциальное уравнение поступательного движения массы перепускного клапана от изменения давления масла под клапаном:
mra-d2x/dt2 = A^P^ - kTKJ/dx/dt - Cпр•(x-x0), (4)
где m^ - масса клапана; x - перемещение клапана; Акл = л^2кл/4 - площадь клапана, d^ - диаметр
клапана; k^ - коэффициент вязкого трения сил сопротивления движению клапана; спр - коэффициент
жёсткости пружины клапана; хо - предварительная затяжка пружины клапана; t - время.
Линейное дифференциальное уравнение динамики вращательного движения ротора турбокомпрессора [З]:
■J-^/dt = Рт - kт2•ют +kт3•hp - kT4•Pнад, (З)
где 1т - приведенный центробежный момент инерции ротора ТКР; ют - угловая скорость вращения ротора ТКР; Рт - давление перед турбиной; hp - перемещение органа управления подачей топлива; Рнад -давление наддувочного воздуха после компрессора во впускном коллекторе; k^, k^, kт3, k^ - константы, определяемые при линеаризации известных экспериментальных характеристик ТКР. При остановке дизеля hp = 0, и уравнение (З) упрощается.
Упрощенное уравнение впускного трубопровода [З]:
кв1 ^ад Ют - к^в2 Юд, (б)
где Рнад - давление наддувочного воздуха после компрессора во впускном коллекторе; ют - угловая скорость вращения ротора ТКР; юд - угловая скорость коленчатого вала дизеля; k^, k^ - константы, определяемые при линеаризации известных экспериментальных характеристик ТКР. При остановленном дизеле Юд = О, поэтому уравнение (б) упрощается.
Упрощенное уравнение выпускного трубопровода [З]:
kr1 P Юд + kr2 Pнад - kr3 hp, (7)
где юд - угловая скорость коленчатого вала дизеля; Рт - давление перед турбиной; hp - перемещение органа управления подачей топлива; Рнад - давление наддувочного воздуха после компрессора во впускном коллекторе; kr1, kr2, kr3 - константы, определяемые при линеаризации известных экспериментальных характеристик ТКР. При остановке дизеля юд = 0 и hp = 0, поэтому уравнение (7) существенно упрощается.
Полученную систему дифференциальных уравнений решили с применением программного обеспечения «Matlab 10» в среде Simulink.
Результаты моделирования изменения температуры корпуса турбины и подшипника во времени при остановке дизеля КамАЗ со штатной системой смазки ТКР приведены на рис. 2.
Рис. 2. Результаты моделирования изменения температуры корпуса турбины и подшипника во времени при остановке дизеля КамАЗ со штатной смазочной системой ТКР: 1, 2, 3 - температура корпуса подшипника при начальной температуре подшипникового узла соответственно 98, 108 и 120 оС;
4, 5, 6 - температура подшипникового узла соответственно 98, 108 и 120 оС
Результаты моделирования изменения температуры корпуса турбины и подшипника во времени при остановке дизеля КамАЗ-740-360 с автономной смазочной системой ТКР приведены на рис. 3.
Рис. 3. Результаты моделирования изменения температуры корпуса турбины и подшипника во времени при остановке дизеля КамАЗ с автономной смазочной системой ТКР: 1, 2, 3 - температура подшипникового узла при начальной температуре соответственно 98, 108 и 120 оС; 4, 5, 6 - температура корпуса турбины при начальной температуре подшипникового узла соответственно 98, 108 и 120 оС
На графике (рис. 2.) видно, что подшипниковый узел турбокомпрессора при штатной смазочной системе испытывает тепловой удар. В самых неблагоприятных случаях температура подшипникового узла достигает 2700С.
При автономной смазочной системе температура подшипникового узла не превышает 1200С (рис. 3.), что способствует повышению долговечности ТКР и силового агрегата в целом.
ЛИТЕРАТУРА
1. Денисов А.С. Обеспечение надежности автотракторных двигателей / А.С. Денисов, А.Т. Кулаков. Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2007. 422 с.
2. Обеспечение работоспособности турбокомпрессоров автотракторных двигателей: монография / А.С. Денисов, А.Т. Кулаков, А.Р. Асоян, А. А. Коркин. Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2012. 156 с.
3. Крейт Ф. Основы теплопередачи: пер. с англ / Ф. Крейт, У. Блэк. М.: Мир, 1983. 512 с.
4. Иващенко Н.Н. Автоматическое регулирование. Теория и элементы систем / Н.Н. Иващенко. М.: Машиностроение, 1978. 737 с.
5. Крутов В.И. Регулирование турбонаддува ДВС / В.И. Крутов, А.Г. Рыбальченко. М.: Высш. шк., 1978. 212 с.
Денисов Александр Сергеевич -
доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Автомобили и автомобильное хозяйство» Саратовского государственного технического университета имени Гагарина Ю.А.
Асоян Артур Рафикович -
кандидат технических наук, доцент кафедры «Автомобили и автомобильное хозяйство»
Саратовского государственного технического университета имени Гагарина Ю. А.
Орлов Никита Васильевич -
аспирант кафедры «Автомобили и автомобильное хозяйство» Саратовского государственного технического университета имени Гагарина Ю.А.
Сычев Александр Михайлович -
кандидат технических наук, доцент кафедры «Автомобили и двигатели» Саратовского государственного технического университета имени Гагарина Ю.А.
Статья поступила в редакцию 12.10.13, принята к опубликованию 15.12.13
Alexander S. Denisov -
Dr. Sc., Professor
Department of Automobiles and Automobile Fleet, Yuri Gagarin State Technical University of Saratov
Artur R. Asoyan -
Ph.D., Associate Professor
Department of Automobiles and Automobile Fleet,
Yuri Gagarin State Technical University of Saratov
Nikita V. Orlov -
Postgraduate
Department of Automobiles and Automobile Fleet, Yuri Gagarin State Technical University of Saratov
Alexander M. Sychev -
Ph.D., Associate Professor
Department of Automobiles and Automobile Fleet,
Yuri Gagarin State Technical University of Saratov
23З
