Секция «Теория и практика развития транспортных систем»


Теоретическое обоснование возможности вибродиагностики турбокомпрессора ТКР–8,5С



страница27/57
Дата06.06.2016
Размер3.5 Mb.
1   ...   23   24   25   26   27   28   29   30   ...   57

Теоретическое обоснование возможности вибродиагностики турбокомпрессора ТКР–8,5С

без демонтажа с двигателя внутреннего сгорания

Д.Ю. Иванов

Современные условия эксплуатации автотракторной техники требуют внедрения в производственный процесс современных методов диагностирования двигателей и их отдельных узлов без дополнительных операции по демонтажу, например, турбокомпрессоров (ТК) систем наддува. В настоящее время широко распространены двигатели с ТК марки ТКР–8,5С. Аварийный выход из строя ТК приводит к остановке всего двигателя, а следовательно транспортно-технологического средства в целом. Решающим фактором безаварийной работы ТК является техническое состояние подшипников ротора, отличительная особенность которых – наличие промежуточных элементов в виде плавающих вращающихся (ПВ) втулок (рис. 1), что затрудняет процесс оценки технического состояния непосредственно подшипников. Самым удобным и достоверным методом диагностирования роторных систем является вибрационная диагностика.

В турбокомпрессоре источники колебательных процессов от взаимодействия элементов подшипников и от аэродинамических сил достаточно разнесены по частотному диапазону, что позволяет оценивать вибрацию корпуса ТК обусловленную его ротором. Однако при этом изменение жесткости крепления корпуса ТК к блоку двигателя может вносить свои коррективы в конечный вибросигнал, что может приводить к ложным диагнозам. Это необходимо учитывать при диагностировании. Математическая модель описанная в [1], позволяет учитывать линейную жесткость корпуса ТК и внешнюю силу, действующую на него при функционировании. воспользуемся формулой для учета двух последовательно соединенных жесткостей одна из которых Ckp будет описывать жесткость крепления корпуса ТК. Тогда получим эквивалентную жесткость корпуса с учетом его крепления , где Ckжесткость корпуса ТК.

Далее подставляя значение эквивалентной жесткости в математическую модель, получим решение с учетом жесткости крепления ТК к двигателю.

Для расчета параметров колебаний (перемещение X, скорость и ускорение ) среднего корпуса использовался модернизированный пакет компьютерных программ «Ротор». Результат расчета представляет собой теоретический вибросигнал во временной области.

По причине сложности формы временного сигнала его анализ сильно затруднен. Поэтому анализировался спектр сигнала. Преобразование временного сигнала в спектр проводилось средствами системы инженерных и научных расчетов «MATLAB». При анализе было установлено, что при уменьшении жесткости крепления корпуса турбокомпрессора к двигателю вибросигнал становится малоинформативен для оценки технического состояния подшипников, общий уровень вибрации сильно возрастает. Выявить подшипниковую гармонику для оценки величины зазоров становится практически не возможно. Было установлено, что однозначным и информативным диагностическим признаком ослабления крепления турбокомпрессора является мощность спектра ускорений (рис. 2) в направлении оси Х, направленной вдоль крепежных болтов.

Дальнейшие расчеты производились с учетом изменения параметров технического состояния системы корпус ТК – подшипники – ротор. При номинальных внешнем и внутреннем зазорах (соответственно 35,75 мкм и 22 мкм) подшипниковая гармоника проявляется на частоте 444 Гц, что составляет 40% от частоты вращения ротора (от роторной частоты). При этом номинальное значение жесткости крепления идентифицируется пиком на собственной частоте системы корпус – крепление в диапазоне 150…200 Гц. При снижении жесткости вся мощность спектра перераспределяется в диапазон подшипниковых гармоник, что может приводить к ложным диагнозам в отношении подшипникового узла. На основании этого был сделан вывод о диагностическом признаке ослабления крепления корпуса ТК к блоку двигателя.

При варьировании зазоров между трибосопряжениями обнаружено следующее. Подшипниковая гармоника сдвигается влево с увеличением зазоров от номинальных значений. При этом при увеличении внешнего зазора c1 амплитуда подшипниковой гармоники уменьшается, а при увеличении внутреннего зазора с2 – увеличивается. При увеличении дисбаланса ротора амплитуда роторной гармоники (1114 Гц) возрастает.

Т

акже было установлено, что при сочетании основных дефектов (увеличенный зазор в подшипнике и дисбаланс ротора) диагностические признаки для каждого из них по причине взаимовлияния искажаются слабо. То есть, например, при проявлении на спектрограмме дисбаланса ротора частота и амплитуда подшипниковой гармоники (диагностические признаки для определения зазоров) изменяются в пределах 10%. В результате работы было построено диагностическое пространство для подшипникового узла ТК на двигателе внутреннего сгорания (рис. 3). Здесь заштрихованы допустимые значения параметров технического состояния ТК.


Литература


1. Иванов, Д.Ю. Вибрационное диагностирование турбокомпрессоров ТКР–8,5С / Д.Ю. Иванов // «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения: труды международной научно-технической конференции, 26–28 апреля 2006 г. – Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2006. – С. 267–273.

2. Иванов, Д.Ю. Анализ вибраций корпуса турбокомпрессора ткр-8,5с при его стендовых испытаниях / Д.Ю. Иванов – Вестник ЮУрГУ. – Серия «Машиностроение». – 2008. – №23(123). – Вып. 12. – С. 70–76.




СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ РАСПЫЛИТЕЛЯ

ФОРСУНКИ ТРАКТОРНОГО ДИЗЕЛЯ

В.Е. Лазарев, Г.В. Ломакин, Е.А. Лазарев

Долговечность и надежность работы тракторного дизеля во многом определяется тепломеханической напряженностью распылителя топливной форсунки. Тепловое состояние распылителя определяет интенсивность коксования его сопловых отверстий, подвижность иглы в корпусе и возможность ее зависания вследствие температурных деформаций, а также уровень износа запирающего конуса иглы. Закоксовывание сопловых отверстий распылителя приводит к уменьшению площади их проходного сечения, что снижает цикловую подачу, повышает давление впрыскивания, остаточное давление в нагнетательном топливопроводе и продолжительность впрыскивания. Интенсивное закоксовывание сопловых отверстий распылителя начинается при значениях температуры его носика: 210–220 С при работе на дизельном топливе.

Темпеpатуpа распылителя определяется целым рядом факторов, важнейшими среди которых являются интенсивность теплообмена с рабочими газами, омывающими носик распылителя и прилегающие к нему поверхности, интенсивность охлаждения распылителя топливом, наличие контакта накидной гайки форсунки с поверхностью головки цилиндра, выступание носика распылителя от огневой поверхности головки цилиндров, величина бокового зазора между корпусом распылителя и поверхностью отверстия в головке цилиндра и, наконец, эффективность способов тепловой защиты. Современное двигателестроение располагает целым комплексом мероприятий, направленных на защиту распылителя от вредного воздействия высокой температуры.

Снижения тепловой нагруженности распылителя топливоподающей форсунки можно достичь применением удлиненных распылителей. Основная идея удлиненного распылителя заключается в выносе прецизионной пары «игла – корпус» на максимально возможное расстояние вверх от огневой поверхности головки цилиндров с одновременным снижением тепловоспринимающей поверхности корпуса. Снижение температуры распылителя достигается его рациональной установкой с минимальным выступанием его носика от огневой поверхности головки цилиндров. Это позволяет уменьшить температуру распылителя на 20–30 С.

Совершенствование топливоподающей аппаратуры с целью снижения тепловой нагруженности распылителя предусматривает конструктивные изменения корпуса распылителя. Увеличение количества топливоподводящих каналов в корпусе сопровождается снижением тепловой нагруженности и окупает повышенные затраты на изготовление распылителя, поскольку из-за ухудшения условий охлаждения распылителя с уменьшенным числом топливоподводящих каналов наблюдается подтекание топлива и зависание иглы.

Конструкция удлиненных распылителей обладает рядом недостатков. Снижение жесткости выступающей части приводит к появлению трещин и уменьшению прочности корпуса. Удлинение иглы отрицательно сказывается на ее устойчивости. Уменьшение диаметра выступающей части корпуса, вопреки ожиданиям, не сопровождается радикальным снижением температуры распыливающих отверстий, не решает проблемы коксования топлива в них и затрудняет размещение повышенного числа распыливающих отверстий распылителя. Указанное обстоятельство свидетельствует о необходимости совершенствования конструкции укороченного распылителя, обладающего более жестким развитым корпусом и короткой иглой.

С

учетом вышеизложенного для реализации повышенных давлений впрыскивания топлива в дизелях высокого форсирования разработана конструкция распылителя с модифицированным гидравлическим трактом корпуса. Разработанная конструкция опытного распылителя для высокофорсированных дизелей предусматривает при сохранении габаритных размеров корпуса реализацию следующих конструктивных решений:



1. Развитие охлаждающей полости дифференциальной площадки и увеличение числа топливоподводящих каналов для интенсификации локального охлаждения стержня иглы и корпуса распылителя;

2. Уменьшение длины и диаметра направляющей иглы для снижения радиальной силы в сопряжении и удаления от огневой поверхности головки цилиндров.

Изменение геометрических параметров иглы, снижая радиальную силу в направляющем сопряжении, уменьшает почти в 1,5 раза ее массу и, как следствие, осевую силу в запирающем сопряжении.

Особенностью конструкции рассматриваемого распылителя является развитие системы внутреннего охлаждения с локализацией охлаждающих полостей в области направляющего прецизионного сопряжения при сохранении высокой жесткости корпуса, позволяющей выдерживать высокий уровень давления впрыскивания топлива. При этом интенсифицируется отвод теплоты от иглы и корпуса распылителя в топливо, циркулирующее в полости охлаждения при впрыскивании.

Для оценки эффективности конструктивных решений по совершенствованию элементов распылителя выполнен сравнительный анализ температурного состояния штатного и опытного распылителей. Характер распределения теплового потока обусловлен размерами и расположением сопряжения, числом наклонных топливоподводящих каналов и размерами полости охлаждения в корпусе. Уменьшение диаметра и длины направляющей иглы, развитие охлаждающей полости в корпусе приводят к снижению температуры направляющего сопряжения опытного распылителя в среднем на 40 С. Температура поверхности запирающего сопряжения опытного распылителя в сравнении со штатным распылителем при этом изменяется несущественно. Изменение геометрических параметров иглы и размеров полости охлаждения позволяет воздействовать на температуру направляющего сопряжения, а уменьшение температуры запирающего сопряжения можно обеспечить тепловой защитой, например заградительным экранированием корпуса распылителя. Это позволит обеспечить температуру запирающего прецизионного сопряжения не выше 145 С, что существенно улучшит условия его работы вследствие поддержания механических свойств материала на приемлемом уровне.

Использование заградительного экранирования корпуса снижает температуру направляющего прецизионного сопряжения игла-корпус в штатном распылителе на 25 С, а запирающего прецизионного сопряжения – на 78 С.

Выполненный анализ температурного состояния опытного распылителя позволяет рекомендовать его для применения в форсированных транспортных дизелях с повышенными давлениями впрыскивания топлива.




Поделитесь с Вашими друзьями:
1   ...   23   24   25   26   27   28   29   30   ...   57


База данных защищена авторским правом ©uverenniy.ru 2019
обратиться к администрации

    Главная страница