CC BY
16
УДК 621.43
ОЦЕНКА РАБОТОСПОСОБНОСТИ И ЭКСПЛУАТАЦИОННОГО РЕСУРСА УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ СИСТЕМ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
АВТОТРАКТОРНЫХ ДВС
© 2014 г. В.Г. Передерий, Л.Я. Шкрет, А.В. Шишов, А.А. Азаренков
Передерий Владимир Григорьевич - д-р техн. наук, профессор, ректор, Южно-Российский государственный политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова. Тел. (8635) 223-344.
Шкрет Леонид Яковлевич - канд. техн. наук, доцент, Южно-Российский государственный политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова.
Шишов Александр Витальевич - аспирант, Южно-Российский государственный политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова. E-mail: t346ae@mail.ru
Азаренков Андрей Александрович - канд. техн. наук, доцент, Южно-Российский государственный политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова. Тел. 904-440-48-44.
Peredery Vladimir Grigorevich - Doctor of Technical Sciences, professor, Platov South-Russian State Polytechnic University (NPI). Ph. (8635) 223-344.
Shkret Leonid Yakovlevich - Candidate of Technical Sciences, assistant professor, Platov South-Russian State Polytechnic University (NPI).
Shishov Aleksandr Vitalevich - post-graduate student, Platov South-Russian State Polytechnic University (NPI). E-mail: t346ae@mail.ru
Azarenkov Andrei Alexandrovich - Candidate of Technical Sciences, assistant professor, Platov South-Russian State Polytechnic University (NPI). Ph. 904-440-48-44.
Проведен анализ работы уплотнительных систем турбокомпрессоров, преимущественно отечественных автотракторных ДВС, с целью оценки расхода масла через уплотнительные кольца этих систем и их эксплуатационного ресурса.
Ключевые слова: уплотнительная система; уплотнительные кольца; турбокомпрессор; эксплуатационный ресурс.
The analysis of work of sealing systems of turbokompressor, mainly domestic autotractor DVS, for the purpose of an assessment of a consumption of oil through sealing rings and their operational resource is carried out.
Keywords: sealing system; sealing rings; turbokompressor; operational resource.
Одним из элементов турбокомпрессора типа ТКР и аналогичного ему ТК автотракторных ДВС, определяющим его работоспособность, является уплотнительная система вала ротора. Утечка масла через уплотнительные кольца данной системы приводит к увеличению выбросов моторного масла во впускную и выпускную системы двигателя. Вследствие этого усиливается нагарообразование на впускных и выпускных клапанах, лопатках турбины ТКР, ухудшаются его эксплуатационные параметры. Для оценки эффективности и надежности уплотнения целесообразно проанализировать влияние его конструкции и технологических факторов на утечку масла из ТКР.
Проблемам повышения надежности ДВС с турбо-наддувом и других устройств, имеющих системы уплотнения кольцевого типа, посвящен ряд работ [1 - 6]. Работоспособность таких устройств существенно зависит от конструктивных схем торцовых уплотнений, характеристик используемых в них материалов, технологий изготовления и условий эксплуатации. Типичные турбокомпрессоры отечественных автотракторных ДВС, например ТКР-11Н, состоят из центробежного колеса, радиальной центростремительной турбины и узла упорных подшипников (рис. 1). Колёса турбины и компрессора расположены на противо-
положных концах вала ротора 6 (на схеме рис. 1 не показаны). Узел подшипников состоит из втулки 7, которая может качаться на небольшой угол относительно оси ротора, и упорных подшипников 2, ограничивающих осевое перемещение ротора. Из главного масляного канала двигателя масло подается в канал 3 и корпус 4 подшипников; оно поступает в зазоры, образованные втулкой 7 и деталями 4 и 6, далее - на упорный подшипник 2 и сливается в масляный поддон ДВС. С целью ограничения попадания масла в проточную часть компрессора устанавливаются обычно одно-два чугунных разрезных уплотнительных кольца 1. Уплотнительные узлы со сторон компрессора и турбины аналогичны [1, 2, 4].
Для количественной оценки утечки масла qм через уплотнительные кольца 1 используются различные зависимости. В частности, в работе [3] предложена формула
Чм =
6 ц ln
D„„
0,0375рю2 (DH2 - Db2h )-Др
(1)
где Dн и Dвн - внутренний и наружный диаметры уп-лотнительного кольца; Ар - перепад давления до и после кольца; h - усредненный торцовый зазор; ц и р -
динамическая вязкость масла и его плотность при определенной температуре; ю - угловая скорость ротора.
4
Рис. 1. Схема подшипникового узла и системы уплотнения ТКР
В уплотнительном узле ТКР может использоваться не одно, а несколько колец (/к) с равномерным перепадом Арь тогда в формуле (1) Ар = /кАрь
Конкретные марки ТКР имеют конструктивные и иные особенности, например, различные технологические погрешности изготовления. Существенное влияние на может оказывать конструкция уплотни-тельной системы до и после уплотнительных колец. Поэтому целесообразно в формулу (1) ввести поправочный коэффициент км > 1, косвенно учитывающий эти особенности, и представить ее в виде:
= k„
1 м м
6 ц ln Dh-
D„„
0,0375рю2 (DH2 - Db2h )- ikДА
. (2)
меняется от 250 до 1000 с 1, предельные значения h могут изменяться в пределах от 0,008 до 0,32 мм. Допускаем, что Ар ~ 0,03 МПа. На турбокомпрессор ТКР-11Н устанавливают уплотнительные кольца высотой 2,4 мм, с наружным диаметром 23 мм и внутренним 18,2 мм [4].
Результаты расчета по формуле (1) показали, что наибольшее влияние на эффективность уплотнения оказывают величины ю и h, рис. 2. При увеличении скорости вращения ротора ю утечки масла увеличиваются в соответствии с формулой (1) по квадрати-ческой зависимости. Например, при h = 0,1 мм с увеличением ю с 500 до 1000 с 1 qм возрастает с
3,21*10~4 до 1,34*10~3 г/с. Если зазор h составит 0,3 мм, то расход масла при установившейся скорости вращения ротора увеличится до 10 г/с.
д, г/с
0,006 0,004 0,002 0
/
1 ч/
2 / /
____- -
0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 h, мм
Количественное значение км принимается по экспериментальным данным определения qм конкретных типов ТКР. Из формул (1), (2) следует, что величина qм зависит не только от конструкции турбокомпрессора, но и условий работы: параметров масла в системе смазывания двигателя, угловой скоростью вращения вала ротора, величины торцового зазора между уплотнительным кольцом и данным валом. На величину Ар = 1кАр\ влияет конструктивная схема уплотнения и режим работы двигателя. При низких числах оборотов коленчатого вала и при загрязнении воздушного фильтра давление в зоне II может быть меньше, чем в полости I. В результате этого масло поступает в зону II. Со стороны турбины давление отработавших газов в зоне III обычно превышает давление в полости I, поэтому в нее прорываются отработавшие газы (ОГ) [2, 6].
Оценим утечки масла на примере турбокомпрессора ТКР-11Н, применяемого на серийных автомобильных дизелях ЯМЗ-238Н, ЯМЗ-236Н, Д-160 и др., на которых используются моторные масла с параметрами: кинематическая вязкость -10 мм2/с при 100 °С и плотность 0,655 г/см3 при 20 °С. На основании известных данных скорость вращения вала ротора из-
Рис. 2. Зависимость утечки масла qм от зазора h при угловой скорости вращения ротора, с-1: 1 - 1000; 2 - 500; 3 - 250
Естественно, увеличение вязкости масла уменьшает его утечку через уплотнение. Это количественно подтверждено графиком рис. 3. Увеличение вязкости масла с 10 до 11,5 мм2/с приводит к уменьшению его утечки на 40 - 45 %. При дальнейшем увеличении вязкости масла с 11,5 до 13,0 мм2/с величина qм уменьшается на 25^30 %. В частности, если h = = 0,25 мм, ц = 11,5 мм2/с, то qм~ 9,8*10~4 г/с; если снизить вязкость до 10 мм2/с, то утечка увеличивается до qм ~ 1,6х10~3 г/с. Из этого следует, что во время пуска двигателя из-за относительно высокой вязкости масла утечка через уплотнительные кольца исправного ТКР ничтожно мала.
На утечку масла существенно влияет также и плотность масла (рис. 4). При этом чем больше зазор h, тем более интенсивно возрастает qм. Например, когда h = 0,1 мм, плотность р слабо влияет на утечку масла - qм < 0,001 г/с, а при h = 0,3 мм qм увеличивается до 0,005 г/с.
q, г/с
0,004 0,002 0
3 2 1 / /
_ /
0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 h, мм
Рис. 3. Зависимость утечки масла от зазора h и вязкости, мм2/с: 1 - 10; 2 - 11,5; 3 - 13
q, г/с 0,004
0,002
2 \ *
3 \ /
0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 к, мм
Рис. 4. Зависимости утечки масла qм от зазора ^ угловой скорости при плотности масла г/см3: 1 - 0,855; 2 - 0,755;
3 - 0,655; ю = 500 с-1 = сonst
Эффективной мерой снижения утечек масла qм может быть внедрение селективной сборки уплотнений узла, образованного деталями 1, 4 и 6 (рис. 1), аналогично предложению [5].
Вторая часть работы проведена для приближенной количественной оценки эксплуатационного ресурса системы уплотнения рассматриваемого турбокомпрессора при угловой скорости 500 с-1 , вязкости моторного масла 10 мм2/с и давлении 0,4 МПа. Предельный износ торцовой и радиальной поверхностей уплотнительного кольца по известным данным составляет 0,15 мм.
Средний ожидаемый ресурс изделия ТКР определяем по ГОСТ 23942-80 (Прогнозирование остаточного ресурса оборудования по изменению параметров его технического состояния при эксплуатации).
Зависимость износа поверхности уплотнительных колец турбокомпрессора от срока эксплуатации приведена на рис. 5. Проведены N измерений Yi (I = 1, 2, ..., N износа у, мм торцов уплотнительного узла в определенные моменты времени ti в моточасах (м.ч):
Срок эксплуатации м.ч. Рис. 5. Зависимость у = $(и)
Размеры соответствующих расчетных величин приведены в миллиметрах и моточасах.
1. Вычисляем необходимые величины: Y1 = и^ =
= 0,356; Y2 = Иги = 1222,5; Х1 = = 26000; Х1 = а,2 = = 9625х1СГ4 ; D = Ш,2 - (Й,)2 = 38275х104; D22 = = N/D = 2,87393* 10~7; Д1 = 'Ltl/D = 6,7929*10~4; D12 = D21 = -ЫгЮ = -6,7929* 10~4 ;
2. Точечные оценки коэффициентов: С1 = Y1D11 + + Y2D21 = -43746276* 10~4 С2 = Y1D12 + Y2D22 = = 3,043*10
-5 .
3. Оценку среднего квадратического отклонения = 0,00558, где £ = - С1 -
параметра: ст =
S
( N " 2)
-3 .
- С^) = 2,8*10
4. Средние квадратические отклонения коэффициентов С1 и С2: Ст! = ст^Д^ = 4,599* 10~4; ст2 = ст^П^ =
= 9,46* 10~б;
5. Гарантированные оценки коэффициентов: С1у = = С1 + 2,326с1 = 6,323* Ю^4 ; С2у = С2 + 2,326с2 = 4,114* 10~5;
6. Средний (ожидаемый) ресурс Тср = -
- С1) / С2 - tк = 35280 м.ч, где tк - наработка на момент последнего контроля;
7. Гарантированный остаточный ресурс
Ту = ^п - С1у)/С2у - tк = 28556 м.ч.
Результаты расчета показали, что величина гарантированного остаточного ресурса составляет 28556 м.ч (рис. 6), значительно ниже среднего ресурса 35280 м.ч., что обусловлено как колебаниями скорости изнашивания уплотнительных колец при эксплуатации турбокомпрессора, так и погрешностью измерений.
V, мм
0,15 0,10 0,05 0
5 10 15 20 25 30 35 40 t, тыс. м.ч
• А
ty = 28556 м.ч
Поступила в редакцию
Рис. 6. Зависимость у =
Фактически по статистическим данным, величины Тср и Ту меньше полученных расчетных значений, так как на них негативно влияет ряд неучтенных в формулах пунктов 1-7 факторов: изменение количества моторного масла, загрязнение проточных частей ТКР и др. Однако конечные расчетные результаты позволяют в относительном виде проследить за изменением величин Тср и Ту в зависимости от известных исходных данных у = Л^).
Литература
1. Галеркин Ю.Б., Рекстин Ф.С. Методы исследования центробежных компрессорных машин. М., 1985. 304 с.
2. Байков Б.П., Бордуков В.Г. Турбокомпрессоры для наддува дизелей. М., 1975. 200 с.
3. Комиссар А.Г. Уплотнительная техника. М., 1990. 192 с.
4. Галеркин Ю.Б., Майер Л.И. Турбокомпрессоры. М., 2008. 374 с.
5. Передерий В.Г. Компенсация кольцевых уплотнений цилиндропоршневой группы двигателя внутреннего сгорания // Изв. вузов Сев.-Кавк. регион. Техн. науки. 2003. Приложение № 3. С. 139 - 141.
6. Шкрет Л.Я. Проблемы эксплуатации турбодвигателей // Автомобильная промышленность. 2010. № 6. С. 26 - 30.
22 января 2014 г.
0
