Повышение долговечности турбокомпрессоров автотракторных двигателей путем использования гидроаккумулятора в системе смазки

По данным статистических исследований отказов автомобилей КамАЗ, на двигатель приходится порядка 35 % всех отказов, а затраты на их устранение составляют более 50 % всех затрат на текущий ремонт. Из этого следует, что именно двигатель и его системы являются наиболее важными агрегатами, определяющими надежность автомобиля в целом.

В настоящее время основными задачами автотракторного двигателестроения являются повышение литровой мощности, снижение удельной массы, улучшение экологических показателей. Наиболее полно эти задачи решаются при форсировании двигателя с помощью системы газотурбинного наддува. Доля современных автотракторных дизелей, оснащенных турбокомпрессорами, уже превышает 70 % и постоянно возрастает. Необходимо отметить, что внедрение дополнительных узлов и агрегатов влечет за собой повышение сложности конструкции в целом, трудоемкости технического обслуживания, накладывает специфические ограничения и увеличивает число отказов.

В двигателе отказы турбокомпрессора занимают около 7 % от общего числа отказов. Поскольку турбокомпрессор является высокотехнологичным и точным узлом, его ремонт в условиях АТП или СТО затруднителен. Затраты на устранение отказов турбокомпрессора составляют 12 % затрат на устранение всех отказов в двигателе.

Конструкторы современных двигателей постоянно работают над повышением надежности турбокомпрессоров, о чем свидетельствует динамика снижения количества отказов за последние годы. Однако полностью эта задача до сих пор не решена. Кроме того, эксплуатируется огромное количество дизелей с турбонаддувом первых моделей выпусков, в которых конструктивные мероприятия по обеспечению высокого ресурса турбокомпрессоров не получили широкого распространения. Решение этой задачи возможно посредством использования функционального тюнинга, т.е. внедрения дополнительных устройств, направленных на увеличение ресурса. Одним из таких устройств является гидроаккумулятор, устанавливаемый в систему смазки турбокомпрессора.

Работа была выполнена в соответствии с НИР и программой по основным научным направлениям СГТУ 10В1 «Разработка научных основ эффективных технологий обеспечения надежности автотранспортных средств». тепловой деталь турбокомпрессор подшипниковый

Цель исследования - повышение межремонтного ресурса турбокомпрессоров путем использования гидроаккумулятора в системе смазки, снижающего теплонапряженность подшипникового узла на режиме остановки двигателя.

Объект исследования - турбокомпрессор двигателей КамАЗ - ЕВРО.

Предмет исследования - тепловое состояние деталей турбокомпрессора на переходных режимах работы двигателя.

Научная новизна. Разработана аналитическая зависимость, позволяющая оценить тепловое состояние деталей турбокомпрессора на переходных режимах работы.

Определена вероятность выхода турбокомпрессора на критические по коэффициенту надежности режимы работы подшипникового узла.

Оценено влияние конструктивных и режимных параметров работы гидроаккумулятора на его эффективность. Определены субоптимальные величины этих параметров.

Практическая ценность работы. Разработано устройство для снижения температурной напряженности деталей турбокомпрессора путем внесения конструктивных изменений в систему смазки (патент РФ на полезную модель № 69159). Разработаны схема включения гидроаккумулятора и мероприятия по внесению необходимых изменений в систему смазки.

· аналитическая зависимость температуры турбокомпрессора от времени с момента остановки двигателя, подтвержденная экспериментально;

· обоснована целесообразность применения гидроаккумулятора для снижения температуры подшипникового узла на режиме остановки двигателя;

· конструкция и схема включения гидроаккумулятора в систему смазки;

· обоснование оптимальных значений параметров и режимов работы гидроаккумулятора.

Апробация. Основные материалы диссертационной работы были доложены, обсуждены и получили положительную оценку на XIX-XXIII Межгосударственных постоянно действующих научно-технических семинарах «Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания» (г. Саратов, 2007-2010 гг.); научно-технических конференциях СГТУ в 2006-2010 гг.; VII Всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Механики - XXI веку» (г. Братск, 2008 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 14 печатных работ, в том числе две статьи в издании, включенном в «Перечень ведущих журналов и изданий …» ВАК. Получен патент на полезную модель. Общий объем публикаций составляет 4,12 печ. л., из которых 1,64 печ. л. принадлежит лично соискателю.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти разделов, общих выводов, списка литературы и 5 приложений. Работа изложена на 140 страницах машинописного текста, содержит 47 рисунков, 22 таблицы. Список литературы включает в себя 127 наименований, в том числе 10 на иностранных языках.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность темы, представлена общая характеристика работы и определены основные направления исследования.

В первой главе «Анализ состояния вопроса по надежности турбокомпрессоров» представлен анализ причин и последствий отказов турбокомпрессоров, определены характер основных отказов и взаимосвязь с конструктивными, технологическими и эксплуатационными факторами. Рассмотрены основные существующие на данный момент конструктивные схемы подшипниковых узлов, проанализированы их достоинства и недостатки. Дан анализ влияния конструкции системы смазки двигателя на параметры работы турбокомпрессора.

Большой вклад в разработку основных принципов обеспечения надежности автомобилей и других машин внесли такие ученые, как Ф.Н. Авдонькин, Б.С. Антропов, В.Д. Аршинов, Н.Я. Говорущенко, Б.В. Гольд, М.А. Григорьев, И.Б. Гурвич, В.Г. Дажин, А.С. Денисов, И.Е. Дюмин, Н.С. Ждановский, В.Е. Канарчук, Б.И. Костецкий, И.В. Крагельский, Р.В. Кугель, Е.С. Кузнецов, А.Т. Кулаков, В.С. Лукинский, Г.Д. Межецкий, Л.В. Мирошников, В.М. Михлин, В.В. Сафонов, А.С. Проников, Р.В. Ротенберг, В.И. Цыпцын и др.

На основе проведенного анализа сделаны выводы о том, что основным фактором, определяющим надежность турбокомпрессора, является режим работы подшипникового узла, наибольшее влияние на который при эксплуатации оказывает температура масла. Снижение теплонапряженности деталей турбокомпрессора на режиме остановки двигателя приводит к значительному увеличению межремонтного ресурса. Рассмотрим основные известные пути решения этой задачи:

· организация независимой системы смазки турбокомпрессора, оснащенной автономным масляным насосом;

· установка устройства, позволяющего автоматически глушить двигатель (так называемого «турботаймера»);

· организация жидкостного охлаждения корпуса подшипников;

· дополнение системы смазки гидроаккумулятором, способным запасти необходимое количество масла и подать его в нужное время независимо от масляного насоса двигателя.

Наиболее простым и дешевым способом является применение гидроаккумулятора. Оснащение гидроаккумулятором не требует внесения значительных изменений в конструкцию как турбокомпрессора, так и самого двигателя, что позволяет оснащать им двигатели, уже находящиеся в эксплуатации.

В соответствии с проведенным анализом и поставленной целью были определены следующие задачи:

1. Смоделировать основные закономерности изменения температурной напряженности подшипникового узла турбокомпрессора.

2. Теоретически обосновать влияние температуры подшипникового узла после остановки двигателя на режим его смазки.

3. Проверить полученные аналитические зависимости стендовыми и эксплуатационными исследованиями, установить параметры зависимостей, определяющих протекание процесса.

4. Обосновать основные конструктивные и режимные параметры работы предлагаемого устройства, разработать схему его включения в существующие конструкции систем смазки.

5. Произвести технико-экономическую оценку модернизации установкой предлагаемого устройства.

Во второй главе «Методика и программа исследования» приведены общие методики и программа исследования, включающая в себя аналитические, экспериментальные и эксплуатационные исследования.

Для экспериментальной оценки эффективности гидроаккумулятора была разработана следующая методика:

1. Запуск двигателя, прогрев до рабочей температуры на следующем режиме: частота вращения коленчатого вала двигателя n = 1900 мин-¹, нагрузка Р = 1000 Н, развиваемая мощность N = 140 кВт.

2. Прогрев до следующих начальных параметров: температура выхлопных газов t_выхл = 420 єС, температура масла t_м = 98 єС.

3. По достижении заданных параметров снижение частоты вращения до n = 600 мин-¹, работа без нагрузки.

4. Остановка двигателя с фиксацией следующих параметров: температура подшипникового узла; время выбега вала ротора.

Изменяли время истечения масла из гидроаккумулятора ф_и .

Температуру корпуса подшипников фиксировали термопарой, установленной в корпусе подшипников в бобышке втулки подшипника с турбинной стороны как наиболее теплонапряженной и оказывающей наибольшее влияние на состояние турбокомпрессора (рис. 1).

Рис. 1. Конструкция турбокомпрессора с указанием места размещения термодатчика: 1 - вал ротора турбокомпрессора; 2 - корпус подшипников; 3 - втулка подшипника турбокомпрессора; 4 - корпус турбины; 5 - корпус компрессора; 7 - колесо компрессора; 8 - место установки термодатчика

Целью испытаний являлась оценка эффективности гидроаккумулятора при различных режимах работы как самого турбокомпрессора, так и при всевозможных параметрах включения и работы гидроаккумулятора.

Эксплуатационные исследования эффективности гидроаккумулятора проводили на автомобилях КамАЗ-65115 и автобусах ПАЗ.

Установка гидроаккумуляторов на автомобили была приурочена к плановой замене турбокомпрессоров для исключения влияния пробега без гидроаккумулятора на ресурс ТКР.

Для оценки величины остаточного ресурса периодически проводили диагностику технического состояния турбокомпрессоров. Эту операцию совмещали с ТО-2, т.е. каждые 9000-10000 км пробега в соответствии с сервисными книжками автомобилей.

Во время этой операции производили демонтаж турбокомпрессоров. Инструментально замеряли величину износа вала ротора и время выбега.

В третьей главе «Аналитическое исследование теплонапряженности подшипникового узла турбокомпрессора на режиме остановки двигателя» представлены результаты проведенного математического моделирования температурных условий работы подшипникового узла турбокомпрессора на переходных режимах работы, в частности, на режиме остановки двигателя. Исследованы основные факторы, влияющие на надежность работы подшипников.

Для анализа основных факторов, влияющих на тепловыделение и теплообмен, использовали уравнение теплового баланса при некоторых допущениях.

Первое допущение: подвод тепла от турбинного колеса после остановки двигателя во времени снижается по линейному закону. Второе допущение: теплоотвод маслом равен нулю, так как смазочная система после остановки не работает. Третье допущение: температура окружающей среды во времени постоянна.

Составим уравнение теплового баланса для корпуса турбины и подшипника.

Для корпуса турбины:

(1)

где c₁ - удельная теплоёмкость материала корпуса турбины,; m₁ - масса турбины, кг; T_т, - температура корпуса турбины, єС; ф - время, с; q_от - отвод тепла от турбины подшипнику и в окружающую среду:

(2)

где q_п и q_окр - соответственно тепло, отведенное к подшипнику и в окружающую среду:

q_п = ₁F₁ (Т_т - Т_п) (3)

q_окр = ₂F₂ (Т_т - Т_окр) (4)

где F₁, F₂ - площади поверхности отвода тепла от турбины к подшипнику и от турбины в окружающую среду соответственно, м²; T_т, Т_п, Т_окр - температуры турбины, подшипника, окружающей среды, єС.

Для подшипника:

(5)

где c₂ - удельная теплоёмкость материала подшипника, ; m₂ - масса подшипника, кг; q_окр.п - отвод тепла от подшипника в окружающую среду:

q_окр.п = ₃F₃ (Т_п - Т_окр) (6)

где F₃ - площадь поверхности отвода тепла от подшипника в окружающую среду, м².

Учитывая, что q_п в уравнениях (2) и (5) - величина постоянная, дифференциальные уравнения решили с применением программного средства «Matlab 6.5».

Задаваясь значениями констант, а также начальных параметров на примере турбокомпрессора ТКР 7С-6, определили зависимость величины температуры деталей турбокомпрессора от времени с момента остановки двигателя. Для оценки влияния режима работы двигателя перед остановкой на температурную напряженность деталей турбокомпрессора провели расчеты при различных значениях температуры выхлопных газов, которая непосредственно связана с величиной Т_тн. В качестве основных характерных условий, определяющих режим работы двигателя, были приняты следующие значения:

t_выхл = 300 єС - при минимальной частоте вращения коленчатого вала и работе без нагрузки;

t_выхл = 420 єС - при номинальной частоте вращения коленчатого вала и работе с умеренной нагрузкой;

t_выхл = 600 єС - при номинальной частоте вращения коленчатого вала и работе с полной нагрузкой.

Решение системы уравнений (1) и (5) дало следующие выражения:

· для корпуса турбины:

(7)

· для подшипника:

(8)

где А, В, С, D, E - коэффициенты, учитывающие взаимосвязи между конструктивными параметрами турбокомпрессора, такими, как материал, масса деталей, а также площадь их поверхностей.

Результаты расчетов графически отражены на рис. 2.

Анализируя полученные зависимости, видим, что наибольший интерес представляет интервал времени с момента остановки двигателя от 0 до 160 с, т. к. в это время происходит рост температуры подшипникового узла. Учитывая это, а также большую сложность выражений (7) и (8), произвели аппроксимацию полученных зависимостей в интервале, соответствующем ветке нагрева. Для аппроксимации применили полином второй степени:

(9)

где а, b и c - параметры аппроксимирующего полинома.

Рис. 2. Теоретические зависимости температур корпуса турбины и подшипника от времени с момента остановки двигателя при различных значениях температуры выхлопных газов t_выхл : 1, 2, 3 - температура подшипника при t_выхл = 300, 420 и 600 єС соответственно; 4, 5, 6 - температура турбины при t_выхл = 300, 420 и 600 єС

Аналогично рассмотрены три характерных случая режима работы двигателя, полученные результаты отражены на рис. 3 и в табл. 1.

Рис. 3. Аппроксимирующие зависимости температуры подшипникового узла от времени с момента остановки для различных начальных условий: 1, 2, 3 - аналитические кривые для начальных условий t_выхл = 600, 420 и 300 єС соответственно; 4, 5, 6 - аппроксимирующие кривые для начальных условий t_выхл = 600, 420 и 300 єС

Таблица 1. Параметры аппроксимирующих полиномов

Наиболее значимой характеристикой, влияющей на надежность работы подшипника, является величина, называемая коэффициентом надежности подшипника ч. Коэффициент надежности подшипника - отношение рабочей характеристики л к критической л_кр:

(10)

Величина ч должна быть больше 1. Чем она больше, тем меньше вероятность перехода работы подшипника в область полужидкостной смазки, а следовательно, меньше риск контакта поверхностей вала и подшипника.

Характеристика режима л определяется по формуле:

(11)

где з - динамическая вязкость масла, Па•с; щ - угловая скорость, рад/с; k - удельная нагрузка на единицу несущей поверхности подшипника, Па.

В литературе чаще всего оперируют не величиной рабочей характеристики л, а безразмерным числом Зоммерфельда S_о, которое является функцией от относительного эксцентриситета е и относительной минимальной толщины масляного слоя о и определяется по формуле:

(12)

где з - динамическая вязкость масла, Па•с; щ - угловая скорость, рад/с; k - удельная нагрузка на единицу несущей поверхности подшипника, Па; ш - относительный зазор.

Удельная нагрузка на подшипник k зависит от радиальной нагрузки, действующей в сопряжении, и геометрических размеров подшипника:

(13)

где Р - радиальная нагрузка, Н; l - длина подшипника, м; d - его диаметр, м.

Вязкость масла уменьшается при росте температуры:

(14)

где i - характеристическое число, зависящее от типа масла; t - температура, °С.

Анализируя выражения (10)…(14), а также учитывая опыт эксплуатации и статистику отказов турбокомпрессоров, можно сделать вывод о том, что основными факторами, влияющими на коэффициент надежности подшипника, являются следующие:

· вязкость масла (уменьшается при повышении температуры);

· диаметральный зазор (увеличивается при износе опорных поверхностей вала либо подшипника).

Рассмотрим влияние вышеуказанных факторов на коэффициент надежности подшипника турбокомпрессора.

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 также в широком диапазоне температур. Динамическая вязкость масла при этом изменяется от з = 0,070 Па•с при 40 єC до з = 0,003 Па•с при 180 єC.

Рассмотрим совместное влияние этих факторов на величину коэффициента надежности (рис. 4). Анализируя полученную зависимость, можно сделать вывод о том, что 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. Другими словами, изношенный, но находящийся в удовлетворительном состоянии турбокомпрессор гораздо более чувствителен к повышению температуры масла, так как подшипники турбокомпрессора, не достигшего предельного износа в эксплуатации, обладают достаточным коэффициентом надежности только при нормальной рабочей температуре масла. С повышением же температуры подшипники изношенного турбокомпрессора не могут обеспечить работоспособного состояния ввиду малого запаса коэффициента надежности.

Рис. 4. Поверхность зависимости коэффициента надежности подшипника от совокупного влияния диаметрального зазора и температуры масла

На рис. 5 представлена проекция поверхности на плоскость XOY. 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). Фигура ADE графически представляет собой вероятность работы подшипникового узла турбокомпрессора в условиях, когда не обеспечивается условие надежности ч > 1 при работе без гидроаккумулятора, ABC - с гидроаккумулятором.

Теоретические предпосылки увеличения надежности турбокомпрессора путем применения гидроаккумулятора масла заключаются в снижении вероятности работы турбокомпрессора в заштрихованной области графика (см. рис. 5), когда не обеспечивается условие ч > 1.

Таким образом, при использовании гидроаккумулятора величина вероятности работы подшипника в области ч < 1 снижается на величину Р₁/ Р₂ = 0,294/0,162 = 1,81, т. е. в 1,81 раза.

Рис. 5. Влияние гидроаккумулятора на режим работы подшипникового узла

С этой целью разработан, испытан и рекомендован к установке на автотракторные двигатели гидроаккумулятор (патент РФ на полезную модель № 69159).

В четвертой главе «Анализ результатов экспериментальных исследований» по полученным экспериментальным данным согласно разработанной методике был проведен анализ, который подтвердил соответствие предложенной модели реальному процессу изменения теплового состояния элементов турбокомпрессора на режиме остановки двигателя.

Для оценки эффекта включения гидроаккумулятора в систему смазки ТКР испытания проводили как с его включением, так и без него, т. е. имитировали штатный режим работы системы смазки.

Также проводили испытание с целью оценки влияния параметров работы гидроаккумулятора на величину эффективности путем изменения времени истечения масла ф_и, что достигалось изменением пропускного сечения сливного трубопровода. Время истечения составляло = 20 с и = 40 с (рис. 6). В первом случае время истечения принимали равным средней величине времени выбега вала ротора турбокомпрессора, не оснащенного гидроаккумулятором, во втором - равным ожидаемому времени выбега при использовании гидроаккумулятора.

Изменение температуры подшипникового узла по времени после остановки двигателя аппроксимировали полиномом второй степени, параметры которого представлены в табл. 2, где также приведены время достижения максимальной температуры и её значения.

Рис. 6. Изменение температуры подшипникового узла ТКР после остановки дизеля при 600 мин-¹: 1 - без гидроаккумулятора; 2 - с гидроаккумулятором (= 20 с); 3 - с гидроаккумулятором (= 40 с)

Таблица 2. Параметры зависимости температуры подшипникового узла от времени

Примечания: a, b, c - параметры полинома (y = a +bф + cф²); ф_max - время достижения максимальной температуры; t_max - максимальная температура; ф_в - время выдержки на холостом ходу; ф_з - время задержки открытия гидроаккумулятора

Наибольшее снижение максимальной температуры подшипникового узла составляет 33 єС при использовании гидроаккумулятора на холостом ходу с задержкой включения 20 с после остановки дизеля. При реальных эксплуатационных режимах работы дизеля температура деталей ТКР более высокая, поэтому эффективность гидроаккумулятора повышается и снижение максимальной температуры подшипникового узла достигает 58…60 ^оС.

Затем была проведена оптимизация конструктивных и режимных параметров работы гидроаккумулятора с целью обеспечения наибольшей эффективности его работы. Было установлено, что наибольшее влияние оказывают следующие параметры:

· конструктивный - объем V;

· режимный - время истечения масла ф_и.

В качестве параметра оптимизации, позволяющего оценить эффективность гидроаккумулятора, была принята разность температур ?t подшипникового узла турбокомпрессора между её значениями при включенном и отключенном гидроаккумуляторе.

Для сокращения количества экспериментов при определении оптимальных значений был использован метод математического планирования эксперимента, на основании которого получена полиномиальная математическая модель процесса в виде отрезка ряда Тейлора (15) и построена поверхность отклика (рис. 7):

(15)

Рис. 7. Графический вид поверхности функции отклика

Анализ функции поверхности отклика (см. рис. 7) показал следующее:

· с увеличением объема эффективность гидроаккумулятора, определяемая величиной снижения им температуры подшипникового узла, растет, достигая максимальной величины при максимально возможном объеме 2 л, что лимитируется конструктивными соображениями;

· вследствие наличия в уравнении регрессии коэффициентов с отрицательным значением функция отклика имеет экстремум в точке оптимального значения времени истечения при фиксированном объеме.

Оптимальное значение времени истечения ф_и при объеме гидроаккумулятора V = 2 л составляет 50 с.

Оценка эксплуатационных исследований произведена на основании проведенных замеров износа вала ротора и сравнения полученных значений с турбокомпрессорами, не оснащенными гидроаккумулятором.

Степень повышения величины ресурса дl:

 (16)

где б₁ - интенсивность изнашивания вала ротора без использования гидроаккумулятора, мкм/тыс. км; б₂ - интенсивность изнашивания вала ротора с гидроаккумулятором, мкм/тыс. км; l₁ и l₂ - средний ресурс турбокомпрессора с гидроаккумулятором и без него соответственно, тыс. км.

Следовательно, использование гидроаккумулятора в системе смазки турбокомпрессора снижает в 1,18 раза интенсивность изменения его технического состояния в зависимости от пробега, что позволяет говорить о соответственном увеличении межремонтного ресурса.

В пятой главе «Практические рекомендации и технико-экономическая эффективность» представлены требования по эксплуатации и обслуживанию гидроаккумулятора, схема его установки в систему смазки турбокомпрессоров.

Как показал экономический анализ (табл. 3), доля затрат на техническое обслуживание и ремонт в себестоимости перевозок по автомобилям КамАЗ составляет в среднем 15 %. На силовой агрегат в среднем приходится 37 % всех отказов автомобиля, в том числе на турбокомпрессоры - 7 %.

Таблица 3. Результаты расчета годового экономического эффекта

Эффективность использования гидроаккумулятора заключается в повышении ресурса турбокомпрессоров, снижении затрат на обеспечение надежности системы газотурбинного наддува.

С учетом затрат на изготовление и монтаж гидроаккумулятора (3918 руб.) его окупаемость наступает на втором году эксплуатации.

Общие выводы

1. Одним из эффективных путей повышения мощности двигателей является наддув с использованием турбокомпрессоров. Однако форсирование двигателя, усложнение его конструкции неизбежно сказывается на показателях надежности. Отказы турбокомпрессора составляют около 7 % от общего числа отказов силовых агрегатов КамАЗ семейства ЕВРО. Наиболее часто возникают отказы турбокомпрессоров в виде закоксовывания деталей, подтекания масла и заклинивания ротора. Основной причиной возникновения этих отказов (более 70 %) является повышенный температурный режим из-за недостаточных охлаждения маслом и теплоизоляции.

2. Аналитическими исследованиями установлено, что вследствие изменения условий теплообмена на режиме остановки двигателя температура деталей турбокомпрессора значительно возрастает по выражению (7), превосходя значения, при которых моторное масло интенсивно теряет свои смазочные свойства (более 150 єС). Этот рост зависит от конструктивных параметров турбокомпрессора и особенно от режима работы двигателя перед остановкой, характеризуемого величиной t_выхл. Установлено, что с увеличением t_выхл с 300 до 420 єС температура подшипникового узла возрастает со 150 до 180…190 єС.

3. Расчетным путем определено, что снижение вязкости масла при росте температуры повышает вероятность выхода подшипникового узла (около 27 %) на режим граничной смазки (ч < 1) даже при допустимом техническом состоянии. При несоблюдении правил эксплуатации температура подшипникового узла возрастает до 240…245 єС, что приводит к выходу турбокомпрессора на критический тепловой режим работы.

4. Стендовые испытания подтверждают установленные аналитические зависимости. Данные, полученные аналитическим и опытным путем достаточно хорошо согласуются между собой, относительная погрешность составляет 2,1 %. Учитывая достаточно сложный вид уравнения, описывающего процесс изменения температуры во времени, была проведена его аппроксимация на ветви нагрева (ф = 0…180 с) полиномом второй степени с помощью экспериментальных данных. Использование гидроаккумулятора в системе смазки турбокомпрессора снижает в 1,18 раза интенсивность изменения его технического состояния в зависимости от пробега, что позволяет прогнозировать соответственное увеличение межремонтного ресурса.

5. Определены субоптимальные значения конструктивного и режимного факторов работы гидроаккумулятора: оптимальное значение времени истечения ф_и при объеме гидроаккумулятора V = 2 л составляет 50 с. Выбранная схема включения гидроаккумулятора в систему смазки турбокомпрессоров отличается простотой, надежностью. Отсутствует необходимость внесения значительных конструктивных изменений в систему смазки. Это позволяет оснащать гидроаккумулятором автомобили, находящиеся в эксплуатации.

6. Эффективность использования гидроаккумулятора заключается в повышении межремонтного ресурса турбокомпрессоров на 18 %, снижении затрат на обеспечение долговечности системы газотурбинного наддува. В результате сокращаются простои в ТО и ТР на 1,1 %, а себестоимость перевозок - на 0,093 %. Годовой экономический эффект составляет 2817 руб./авт. Окупаемость гидроаккумулятора наступает на втором году эксплуатации.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах

1. Коркин, А. А. Оценка эффективности гидроаккумулятора для смазки турбокомпрессора / А. С. Денисов, А. А. Коркин, А. А. Гафиятуллин, А. Р. Асоян // Вестник Саратовского государственного технического университета. - 2010. - № 2 (45). - С. 63-68 (0,625/0,16 печ. л.).

2. Коркин, А. А. Анализ факторов, влияющих на работоспособность подшипникового узла турбокомпрессора / А. С. Денисов, А. А. Коркин, А. Р. Асоян // Вестник Саратовского государственного технического университета. - 2010. - № 3 (465). - С. 5357 (0,5/0,17 печ. л.).

3. Патент на полезную модель № 69159 Российская Федерация, МПК F01М 1/08. Система смазки турбокомпрессора двигателя внутреннего сгорания / Денисов А. С., Коркин А. А. ; заявитель и патентообладатель Денисов А. С. -№ 2007130636/22 ; заявл. 10.08.2007 ; опубл. 10.12.2007, Бюл. № 34.

4. Коркин, А. А. Целесообразность использования гидроаккумуляторов для смазки турбокомпрессоров / А. С. Денисов, А. А. Коркин // Совершенствование технологий и организации обеспечения работоспособности машин : сб. науч. тр. / Сарат. гос. техн. ун-т. - Саратов, 2007. - С. 7-10 (0,13/0,06 печ. л.).

5. Коркин, А. А. Эффективность гидроаккумуляторов для турбокомпрессоров / А. С. Денисов, А. А. Коркин // Проблемы эксплуатации и экономичности двигателей внутреннего сгорания : матер. Межгосударственного науч.-техн. семинара. 23-24 мая 2007 г., Саратов / ФГОУ ВПО «Саратовский ГАУ». - Саратов, 2008. - Вып. 20. - С. 170-173 (0,2/0,1 печ. л.).

6. Коркин, А. А. Перспективы использования гидроаккумуляторов в системах смазки турбокомпрессоров / А. А. Коркин // Механики - XXI веку / Бр. гос. ун-т. - Братск, 2008. - С. 284-285 (0,25/0,25 печ. л.).

7. Коркин, А. А. Анализ надёжности силовых агрегатов КамАЗ-ЕВРО / А. С. Денисов, В. Н. Басков, А. А. Коркин, А. А. Шохин, О. В. Федоров, О. В. Литвинова // Совершенствование технологий и организации обеспечения работоспособности машин : сб. науч. тр. / Сарат. гос. техн. ун-т. - Саратов, 2008. - С. 4-8 (0,25/0,05 печ. л.).

8. Коркин, А. А. Обоснование конструктивных и режимных параметров масляного аккумулятора турбокомпрессора / А. С. Денисов, А. А. Коркин // Проблемы эксплуатации и экономичности двигателей внутреннего сгорания : матер. Межгосударственного науч.-техн. семинара. 13-14 мая 2008 г., Саратов / ФГОУ ВПО «Саратовский ГАУ». - Саратов, 2009. - Вып. 21. - С. 6163 (0,13/0,06 печ. л.).

9. Коркин, А. А. Оптимизация параметров гидроаккумулятора масла для турбокомпрессора / А. С. Денисов, А. А. Коркин // Совершенствование технологий и организации обеспечения работоспособности машин : сб. науч. тр. / Сарат. гос. техн. ун-т. - Саратов, 2010. - С. 2127 (0,44/0,22 печ. л.).

10. Коркин, А. А. Обоснование параметров масляного аккумулятора ДВС / А. А. Коркин // Проблемы эксплуатации и экономичности двигателей внутреннего сгорания : матер. Межгосударственного науч.-техн. семинара. 2009 г., Саратов / ФГОУ ВПО «Саратовский ГАУ». - Саратов, 2010. - Вып. 22. - С. 51-53 (0,13/0,13 печ. л.).

11. Коркин, А. А. Повышение надежности турбокомпрессоров применением гидроаккумулятора / А. А. Гафиятуллин, А. С. Денисов, А. А. Коркин // Проблемы эксплуатации и экономичности двигателей внутреннего сгорания : матер. Межгосударственного науч.-техн. семинара. 27-29 мая 2010 г., Саратов / ФГОУ ВПО «Саратовский ГАУ». - Саратов, 2010. - Вып. 23. - С. 4751 (0,25/0,08 печ. л.).

12. Коркин, А. А. Исследование переходных тепловых процессов при остановке ДВС / А. С. Денисов, А. А. Коркин, А. Р. Асоян, А. М. Сычёв, С. А. Стрижиченко, А. С. Синягин // Совершенствование технологий и организации обеспечения работоспособности машин : сб. науч. тр. / Сарат. гос. техн. ун-т. - Саратов, 2010. - С. 1320 (0,5/0,08 печ. л.).

13. Коркин, А. А. Экспериментальные исследования эффективности гидроаккумулятора масла в системе смазки турбокомпрессоров ДВС / А. А. Гафиятуллин, А. С. Денисов, С. В. Земцов, А. А. Коркин // Научно-техническое творчество : проблемы и перспективы : сб. статей V юбилейной Всероссийской научно-технической конференции-семинара / под общ. ред. канд. техн. наук А. П. Осипова. - Самара, 2010. - С. 97-99 (0,32/0,08 печ. л.).

14. Коркин, А. А. Повышение надежности турбокомпрессоров установкой гидроаккумулятора в систему смазки / А. С. Денисов, А. А. Коркин // Научное обозрение. - 2010. - № 4. - С. 31-40 (0,63/0,31 печ. л.).

Размещено на Allbest.ru