Формирование и обеспечение качества подшипникового узла турбокомпрессора высокофорсированного автомобильного дизеля на этапе проектирования и доводки

• Автор: Лущеко, Василий Александрович
• Шифр специальности: 05.04.02
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2014
• Место защиты: Набережные Челны
• Количество страниц: 143 с. : ил.

ОГЛАВЛЕНИЕ

ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ

ВВЕДЕНИЕ

Глава 1. СОСТОЯНИЕ ИЗУЧАЕМОГО ВОПРОСА

1.1. Форсирование двигателя внутреннего сгорания методом газотурбинного наддува

1.2. Анализ конструкции подшипникового узла турбокомпрессора и возникающие в нем дефекты

1.3. Анализ расчетно-экспериментальных исследований подшипниковых узлов

Цель и задачи исследования

Глава 2. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ

2.1. Математическая модель и результаты расчета характеристик компрессора и турбины
2.2. Математическая модель и результаты расчета теплового состояния подшипникового узла
2.3. Математическая модель и результаты расчета напряженно-деформированного состояния деталей подшипникового узла
2.4. Математическая модель и результаты расчета распределения потока масла в подшипниковом узле
Выводы
Глава 3. МЕТОДИКИ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ
3.1. Безмоторный стенд для испытаний турбокомпрессоров
3.2. Газодинамические испытания турбокомпрессоров
3.2.1. Метод определения характеристик компрессора
3.2.2. Метод определения характеристик турбины
3.3. Исследование подшипникового узла

3.3.1. Методы исследования температурного состояния подшипникового узла
3.3.2. Методы исследования качества подшипникового узла по параметрам вибрации, расхода масла и механических потерь
3.4. Оценка точности экспериментальных исследований
Глава 4. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ
4.1. Определение характеристик компрессора и турбины
4.2. Исследование теплового состояния подшипникового узла
без маслораспределительных канавок
4.2.1. Исследование в составе дизеля и сравнение с результатами расчета
4.2.2. Исследование после резкого останова дизеля
4.3. Исследование теплового состояния подшипникового узла
с маслораспределительными канавками
4.3.1. Исследование при изменении режимов работы турбокомпрессора
4.3.2. Исследование при изменении температуры газа перед турбиной
4.4. Исследование расхода масла, вибрации и механических потерь
4.4.1. Измерение расхода масла и сравнение с результатами расчета
4.4.2. Измерение вибрации и определение механических потерь
ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ
ЛИТЕРАТУРА

ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ
Сокращения:
ДВС - двигатель внутреннего сгорания
ВСХ - внешне-скоростная характеристика
ТКР - турбокомпрессор
ОНВ - охладитель наддувочного воздуха
ГТН - газотурбинный наддув
ОГ - отработавшие газы
Условные обозначения:
Уе - эффективная мощность двигателя, кВт;
Ысл — литровая мощность двигателя, кВт/л;
Ме - крутящий момент двигателя, Н-м;
де - удельный эффективный расход топлива, г/кВт-ч;
Ст - расход топлива, кг/ч;
/д - число цилиндров двигателя;
Уь - объем цилиндра двигателя, м3;
ре - среднее эффективное давление, МПа;
п - частота вращения, мин"1;
тд - число тактов двигателя;
р - среднее индикаторное давление, МПа;
})ид - механический КПД двигателя;
Ни - низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг;
/о - теоретически необходимое количество воздуха для
сгорания 1 кг топлива, кг. возд./кг. топл.;
}']■, - индикаторный КПД двигателя;
гм - коэффициент наполнения двигателя;
р - плотность, кг/м3;

Выявлено, что с ростом температуры масла снижается его вязкость и потери на трение. В результате это приводит к уменьшению общей потребной мощности турбины Рг. Это различие наиболее отчетливо проявляется на низких режимах, в связи с тем, что в этот момент потери мощности на трение Ргр больше мощности компрессора Рк.
Также в работах [146, 147] представлены исследования влияния давления масла на механические потери в подшипниковом узле ТКР. Для этого испытание проводилось при давлении масла: 2, 3 и 4 бар. В результате было установлено, что влияние давления масла на мощность турбины незначительно при частоте вращения вала ротора свыше 30000 мин'1. Так, при изменении давления с 2 до 4 бар при частоте вращения 70000 мин'1 разница составляет 5%, при 110000 мин'1 - 3%. Но при частоте вращения ротора 30000 мин'1 разница уже достигает 24%. Это объясняется тем, что при увеличении давления масла увеличивается расход масла через подшипниковый узел ТКР, что ведет к лучшему охлаждению подшипников. При этом температура масла в подшипнике уменьшается, вязкость увеличивается, и мощность механических потерь возрастает, вызывая рост общей потребной мощности турбины Рт.
Зависимость механического КПД ТКР г]м от расхода воздуха в компрессоре Ск представлена на рис. 1.22. Установлено, что при частоте вращения вала ротора ниже 30000 мин'1 механический КПД гы имеет значение ниже 0,3, а свыше 100000 мин'1 около 0,9. Авторами [146, 147] отмечается, что г]м - обманчивый параметр, и он не позволяет судить о потерях в подшипниках ТКР. Иа низких режимах работы ТКР мощность компрессора Рк представляет собой небольшую величину, она меньше потерь мощности на трение Ртр. Этим объясняется полученное значение г]м. Но при увеличении частоты вращения вала ротора ТКР, Рк растет и становится гораздо выше Ртр, что отражается в г)м.