Оценка герметизирующей способности уплотнительного узла турбокомпрессора ТКР-11 Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIIREGION. TECHNICAL SCIENCE. 2017. No 4

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ MACTINE BUILDING AND THEORETICAL ENGINEERING

УДК 621.314 DOI: 10.17213/0321-2653-2017-4-77-80

ОЦЕНКА ГЕРМЕТИЗИРУЮЩЕЙ СПОСОБНОСТИ УПЛОТНИТЕЛЬНОГО УЗЛА ТУРБОКОМПРЕССОРА ТКР-11

© 2017 г. В.Г. Передерий, Б.Г. Гасанов, А.В. Шишов

Южно-Российский государственный политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова, г. Новочеркасск, Россия

EVALUATION OF THE SEALING CAPACITY OF THE SEALING UNIT OF THE TURBOCHARGER TKR-11

V.G. Peredery, B.G. Gasanov, A.V. Shishov

Platov South-Russian State Polytechnic University (NPI), Novocherkassk, Russia

Передерий Владимир Григорьевич - д-р техн. наук, Peredery Vladimir Grigoryevich - Doctor of Technical

профессор, ректор, Южно-Российский государственный Sciences, professor, Rector, Platov South-Russian State

политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова, Polytechnic University (NPI), Novocherkassk, Russia. г. Новочеркасск, Россия.

Гасанов Бадрудин Гасанович - д-р техн. наук, профессор, Gasanov Badrudin Gasanovich - Doctor of Technical

зав. кафедра «Международные логистические системы и Sciences, professor, head. the department «International

комплексы», Южно-Российский государственный logistics systems and complexes», Platov South-Russian

политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова, State Polytechnic University (NPI), Novocherkassk, Russia. г. Новочеркасск, Россия.

Шишов Александр Витальевич - ассистент, кафедра «Авто- Shishov Alexander Vitalievich - assistant, the department

мобили и транспортно-технологические комплексы», «Cars and transport-technological complexes», Platov South-

Южно-Российский государственный политехнический Russian State Polytechnic University (NPI), Novocherkassk,

университет (НПИ) имени М.И. Платова, г. Новочеркасск, Russia. E-mail: 108080@bk.ru Россия. E-mail: 108080@bk.ru

Описана методика расчета количества отработавших газов, попадающих в картер двигателя внутреннего сгорания в результате износа деталей уплотнения турбины. Установлено, что на утечку отработавших газов влияют частота вращения ротора, давление и плотность газов в турбине. Приведены формулы для расчета утечки Q отработавших газов и построена номограмма зависимости Q от величины зазора в уплотнении и частоты вращения ротора.

Ключевые слова: турбокомпрессор; уплотнительное кольцо; упорный подшипник; отработавшие газы; двигатель внутреннего сгорания; эксплуатационный ресурс; торцевой зазор.

The technique for calculating the amount of exhaust gas that enters the crankcase of the internal combustion engine as a result of wear of the turbine compaction parts is shown. It is established that the leakage of exhaust gases is affected by the rotor speed, pressure and density of gases in the turbine. Formulas for calculating leakage Q of exhaust gases are given and a nomogram of Q is plotted against the gap in the seal and the rotor speed.

Keywords: turbocharger; sealing ring; thrust bearing; exhaust gases; internal combustion engine; service life; end gap.

ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIIREGION.

TECHNICAL SCIENCE. 2017. No 4

Введение. Цели и задачи исследования

Важной задачей в области производства и ремонта автотранспортных средств (АТС) и производственно-технологических машин (ПТМ) является создание новых и совершенствование существующих конструкций, технологий и материалов для узлов уплотнения. Практика показывает, что снижение ресурса АТС обусловлено в большинстве случаев износом деталей узлов трения и уплотнения [1].

Известно, что при увеличении частоты вращения коленчатого вала возрастает давление в корпусе турбины 2 (рис. 1), увеличивается производительность компрессора [2].

2 3

1

б

Рис. 1. Схема турбины турбокомпрессора (а) и течения ОГ через уплотнительный узел турбины (б): 1 - уплотнительное кольцо; 2 - корпус; 3 - шпильки крепления; 4 - корпус подшипников; 5 - колесо; 6 - вал; 7 - радиальный подшипник / Fig. 1. Scheme turbine turbocharger (a) and the flow of exhaust gas through the sealing unit of the turbine (б): 1 - O-ring; 2 - body; 3 - pin fastening; 4 - bearing housing; 5 - wheel; 6 - shaft; 7 - radial bearing

Для снижения попадания отработавших газов (ОГ) в корпус подшипников 4 и далее в картер со стороны колеса турбины 5 установлено разрезное уплотнительное кольцо поршневого типа 1, что приводит к ухудшению характеристик турбокомпрессора и оказывает негативное воздействие на стабильную работу ДВС. При попадании в картер через уплотнение отработанных газов ухудшаются характеристики турбокомпрессора, существенно увеличивается угар масла и возрастает давление газов в картере ДВС.

Целью данной работы является разработка методики расчета эксплуатационного ресурса турбокомпрессора (ТКР) по количеству отработавших газов, попадаемых в картер через уплотнение.

Расчетное определение количества ОГ, попадаемых в картер ДВС через уплотнение ТКР

Для оценки эксплуатационного ресурса турбокомпрессоров по утечке ОГ могут быть использованы различные критерии. Одним из них является предельный износ деталей уплот-нительного узла ТКР, который можно определить по количеству отработавших газов, попадающих в картер двигателя.

На интенсивность износа деталей уплотнения турбокомпрессора и, соответственно, на утечку отработавших газов через уплотнитель-ный узел влияют многие факторы: триботехни-ческие свойства применяемых материалов для изготовления колец, условия трения, состав смазки, давление и скорость скольжения (РУ-фактор), режим работы двигателя и др [3].

Для количественной оценки утечки отработавших газов через уплотнение в картер ДВС используют различные формулы [2 - 4]. Например, в работе [3] для этого предложено следующее выражение:

Q=-

И п

6nln

^tf "Г2) + (А -Р2)

(1)

где Н - торцевой зазор между уплотнительным кольцом и валом; ^ - газодинамическая характеристика отработавших газов; га и г^ - наружный и внутренний радиусы кольца; р - плотность ОГ; ю - угловая скорость вращения ротора, с-1; р1 и р2 - давление газов в рабочей полости турбины и картере двигателя.

В формуле (1) не учтено влияние частоты вращения коленчатого вала на утечку отрабо-

а

а

ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIIREGION. TECHNICAL SCIENCE. 2017. No 4

тавших газов, так как при увеличении частоты вращения коленчатого вала повышаются скорость вращения ротора, давление и плотность отработавших газов в корпусе турбины.

Скорость вращения ротора определяется по формуле [5]

ю

_U260

nDr,

'¿ад 60

| Пнап nD2

(2)

где В2 - наружный диаметр колеса компрессора; и2 - окружная скорость воздуха в корпусе компрессора; Ьад - адиабатная работа сжатия в компрессоре; цнап - напорный адиабатный КПД.

Величина ¿ад зависит от степени изменения давления пк. Для расчета этих величин предложены следующие выражения:

Ьаа = СТ - 1);щ = (3)

где Ср - удельная массовая теплоемкость; Та=То - температура воздуха на входе в компрессор; пк - степень повышения давления; к - коэффициент политропы сжатия (я 1,7); Р0 - давление окружающей среды; рк, ро - плотность воздуха в компрессоре и перед корпусом компрессора соответственно.

Плотность воздуха в компрессоре зависит от многих факторов и определяется по формуле: ^оёвКв

Р к =-

т¥к 30

где п - частота вращения коленчатого вала; 1 - число цилиндров; Ук - рабочий объем двигателя, л.

На давление отработавших газов в турбине Рх влияют тепловой перепад Нт, расход отработавших газов через турбину и другие факторы. Для их расчета используем следующие формулы [6]:

(

Pi = P

1 - H„

CpTr

\

-k

k-i

H =-

L

Пад Пм

(5)

Величина Ые при различных режимах работы ДВС определяется по выражению

Не=Ре1УьП/\20, (7)

где Ре - среднее эффективное давление; п -обороты коленчатого вала, мин-1.

Поскольку при сгорании топливовоздуш-ной смеси в цилиндрах ДВС расход отработавших газов через турбину больше, чем Gв, на 3 -4 %, то количество отработавших газов можно определить по следующей формуле [8]:

1

JT —1 ^ м-1--

Gr = GB (i -

г),

(8)

афо14,5

где с - коэффициент, учитывающий утечку газа, принимаем с = 0,99 [5]; ф - коэффициент продувки цилиндров двигателя («1,15).

Плотность отработавших газов в корпусе турбины определяется по формуле [5]

Рг = 106 p / (TrRr),

(9)

где - газовая постоянная.

Подставляя выражения (2) - (9) в формулу (1), получаем зависимость для определения отработавших газов, попадающих в картер

двигателя:

(4) Q =.

к\

3-106 P

-k

i H ^k-i

Y _ m v cptr j

6nln

x (ra - ri)+

Tr Rr 20

( H Vi

\ — m

V CpTr J

'4д 60

I Пнап nD2

k ^ p2

JJ

(10)

где Тг - температура отработавших газов перед турбиной; цад - адиабатный КПД (~ 0,8); цм - механический КПД (я 0,7); Gв - расход воздуха через компрессор, л/мин; Gг - расход отработавших газов через турбину, л/мин.

Расход воздуха рассчитывают по следующей формуле [7]:

0Ъ=^М3600, (6)

где а - коэффициент избытка воздуха; Ь0 - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, кг; ge - удельный расход топлива, кг/(кВтч); Ые - эффективная мощность, кВт.

В данной работе для расчетов использовали турбокомпрессор ТКР-11, так как эта модель устанавливается на многие автотракторные дизельные ДВС, такие как ЯМЗ-238 и др.

Результаты исследований

Покажем в качестве примера влияние частоты вращения коленчатого вала на герметичность уплотнительного узла ТКР-11. Допускаем: р2 = 0,101 МПа; га = 0,002 м; гг = 0,0005 м; ц = 15510-6; В2 = 0,101 м; цнап = 0,7; Ср = = 1005 Дж/(кгК); Та=То=293 К; Р0 = 0,101 МПа; Ро = 1,01 кг/м3; Ун = 14,5 л; Тг = 950 К; а я 1,8; ¿0« я 14,5 кг; ge = 0,23 кг/(кВтч); Ре, = 0,8 МПа. Расчетные значения параметров разных п, указанных в формулах (2) - (9), приведены в табл. 1.

2

a

ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIIREGION.

Таблица 1 / Table 1

Параметры n = 500, мин-1 n=1000, мин-1 n=1500, мин-1 n=2000, мин-1 n=2500, мин-1

Ge, кг/с 0,081 0,181 0,271 0,362 0,451

Gb кг/с 0,084 0,185 0,279 0,372 0,43

Ne, кВт 49 108 163 217 270

та 1,9 2,17 2,27 2,37 2,38

U2, м/с 356 397 411 423 431

Lад, Дж/кг 89136 110720 118312 125709 125900

pk, кг/м3 1,48 1,6 1,66 1,7 1,71

p1, МПа 0,141 0,153 0,166 0,171 0,185

рг, кг/м3 0,45 0,51 0,59 0,64 0,69

ю, мин-1 46000 64000 76000 78000 83000

Для определения максимально допустимого значения торцевого зазора для данного двигателя проведен расчет утечки отработавших газов, согласно конструкторской документации ЯМЗ-238 (рис. 2). Предельно допустимые значения отработавших газов в картер ДВС составля-

Рис. 2. Зависимость утечки отработавших газов от торцевого зазора и частоты вращения коленчатого вала / Fig. 2. Dependence of leakage of exhaust gases from the end clearance and the speed of the crankshaft

TECHNICAL SCIENCE. 2017. No 4

Для расчета Q по формуле (10) использовали программу PTC MATHCAD Prime 3.1, а для построения графиков - STATISTICA Version 13.

Выводы

1. Разработана методика расчета количества отработанных газов, попадаемых в картер ДВС, позволяющая оценить влияние различных факторов и режима работы ДВС на их утечку через торцевое уплотнение ДВС.

2. Установлено, что предельно допустимое количество отработанных газов попадает в картер ДВС через уплотнение ТКР-11, если зазор между уплотнительным кольцом и валом не превышает 0,2 мм.

Литература

1. Оценка работоспособности и эксплуатационного ресурса уплотнительных систем турбокомпрессоров авто-тракторных ДВС / В.Г. Передерий, Л.Я. Шкрет, А.В. Шишов, А.А. Азаренков // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки. 2014. № 3. С. 48 - 50.

2. Trutnovsky K., Komotori K. Berührungsfreie Dichtungen -4. Auflage. VDI Verlag GmbH, Düsseldorf, 1981.

3. Бухарин Н.Н. Моделирование характеристик центробежных компрессоров. Л.: Машиностроение, 1983. 214 с.

4. ГОСТ 9658-81. Турбокомпрессоры для наддува дизелей и газовых двигателей. Общие технические условия. М.: Издательство стандартов, 1982. 14 с.

5. Двигатели внутреннего сгорания: В 3 кн. Кн. 1. Теория рабочих процессов: учебник для вузов / В.Н. Луканин, К.А. Морозов, А.С. Хачиян и др.; под ред. В.Н. Луканина и М.Г. Шатрова. 4-е изд., испр. М.: Высш. школа, 2010. 479 с.

6. Рис В.Ф. Центробежные компрессорные машины. 3-е изд. Л.: Машиностроение, 1981. 351 с.

7. Шкрет Л.Я. Проблемы эксплуатации турбодвигателей // Автомобильная промышленность. 2010. № 6. С. 26 - 30.

8. Галеркин Ю.Б., Рекстин Ф.С. Методы исследования центробежных компрессорных машин. М.: 1985. 304 с.

References

1. Perederii V.G., Shkret L.Ya., Shishov A.V., Azarenkov A.A. Otsenka rabotosposobnosti i ekspluatatsionnogo resursa uplotnitel'nykh sistem turbokompressorov avto-traktornykh DVS [Evaluation of the operability and service life of the sealing systems of turbochargers of auto-tractor ICE]. Izv. vuzov. Sev.-Kavk. region. Tekhn. nauki, 2014, no. 3, pp. 48-50.

2. Trutnovsky K., Komotori K.: Berührungsfreie Dichtungen - 4.Auflage. VDI Verlag GmbH, Düsseldorf, 1981.

3. Bukharin N.N. Modelirovanie kharakteristik tsentrobezhnykh kompressorov [Modeling the characteristics of centrifugal compressors]. Leningrad, Mashinostroenie Publ., 1983, 214 p.

4. GOST 9658-81. Turbokompressory dlya nadduva dizelei i gazovykh dvigatelei. Obshchie tekhnicheskie usloviya [State Standard 9658-81. Turbochargers for pressurization of diesel engines and gas engines. General specifications]. Moscow, Izdatel'stvo standartov, 1982, 14 p.

5. Lukanin V.N., Morozov K.A., Khachiyan A.S. i dr. Dvigateli vnutrennego sgoraniya. V3 kn. Kn. 1. Teoriya rabochikh protsessov [Internal combustion engines. In 3 books. Book. 1. The theory of working processes]. Moscow, Vysshaya shkola, 2010, 479 p.

6. Ris V.F. Tsentrobezhnye kompressornye mashiny [Centrifugal compressor machines]. Leningrad, Mashinostroenie Publ., 1981, 351 p.

7. Shkret L.Ya. Problemy ekspluatatsii turbodvigatelei [Problems in the operation of turbo engines]. Avtomobil'naya promyshlennost', 2010, no. 6, pp. 26-30.

8. Galerkin Yu.B., Rekstin F.S. Metody issledovaniya tsentrobezhnykh kompressornykh mashin [Methods for studying centrifugal compressor machines]. Moscow, 1985, 304 p.

Поступила в редакцию /Received 06 октября 2017 г. / October 06, 2017