книги из ГПНТБ / Неустановившиеся режимы поршневых и газотурбинных двигателей автотракторного типа
..pdf23. О диагностике агрегатов турбонаддува и системы смазки
Принцип определения продолжительности выбега может быть использован при безразборной проверке легкости вращения ро тора турбокомпрессора двигателя с турбонаддувом.
В практике эксплуатации двигателей, имеющих в системе смазки реактивную масляную центрифугу, подвижность ротора последней рекомендуется проверять по продолжительности выбега (по шуму) после остановки прогретого двигателя. Ротор центри фуги должен вращаться по инерции с постепенно затухающим шумом, например, не менее 40 с для двигателя СМД-64. Следует иметь в виду, что на точности такой проверки сказываются отло жения, достигающие'толщины 10— 20 мм и более и изменяющие величину приведенного момента инерции ротора центрифуги. Кроме того, слышимость шума в тракторных центрифугах при нормальном состоянии часто прекращается менее чем за 30 с. Более правильное представление о техническом состоянии цен трифуги (состояние форсунок, подшипниковых узлов, правиль ность монтажа и др.) можно получить путем приборного измере ния числа оборотов в рабочем состоянии и продолжительности выбега. Для этих целей в Ленинградском СХИ разработан метод, основанный на измерении числа оборотов с помощью электро магнитного преобразователя. Для формирования импульсов на уровне торцовой поверхности ротора монтируются два симме трично расположенных (для уравновешенности) стальных эле мента.
24. К использованию переходных режимов при виброакустической диагностике поршневых колец
Давление поршневых колец на стенку цилиндра, возникающее от их собственной упругости, является одной из основных харак теристик их работоспособности. В процессе эксплуатации износ поверхностей трения и изменение свойств материала приводит к уменьшению собственных сил упругости колец и 'понижению радиального давления. В условиях прокручивания декомпресси рованного двигателя поперечная перекладка поршня будет воз можна при определенном соотношении боковой (перпендикуляр ной к оси цилиндра) силы, зависящей от осевых сил инерции и веса поршневого комплекта, с одной стороны, и поперечных сил трения поршневых колец в канавках, трения в верхней и нижней головке шатуна — с другой. При изношенных кольцах • умень шается сила трения колец о зеркало цилиндра и соответственно уменьшается поперечная сила трения колец в поршневых канав ках. В атом случае вследствие уменьшения поперечной силы тре ния колец перекладка поршня и удар его о стенку цилиндра будут происходить при меньшей частоте вращения двигателя, чем при
100
новых кольцах. Диагностика технического состояния поршневых колец сводится к следующему. Прокручиваемый декомпрессиро ванный двигатель вводится в переходный режим медленного увеличения числа оборотов. В это время с помощью виброакустической аппаратуры с фазовой селекцией сигнала ведется наблюдение вибрации стенки блока цилиндров. В момент возник новения перекладки и появления удара поршня, что вызывает быстрое нарастание энергии вибрации, фиксируется число обо ротов двигателя, которое и является диагностическим параметром технического состояния поршневых колец. Декомпрессирование цилиндров производится с целью уменьшения помех со сторон непроверяемых сопряжений и более эффективного выявления полезного виброакустического сигнала.
Рассмотрим взаимосвязи минимального числа оборотов про кручиваемого декомпрессированного двигателя, при котором воз можна перекладка поршня, и показателей, характеризующих боковую силу Nn в момент перекладки и поперечную силу трения колец в поршневых канавках (без учета трения в головках ша туна) FKn.
Осевая сила поршневого комплекта цилиндра
Р = mnm 2(cos ср + Хкcos 2ф) ± Gn,
где тп — масса поступательно движущихся деталей поршневого комплекта одного цилиндра; со — угловая скорость коленчатого вала; ср — угол поворота кривошипа; Gn — вес поступательно движущихся масс (прибавляется, когда сила Р направлена в сто рону коленчатого вала); Хк — отношение радиуса кривошипа г
кдлине шатуна I. Боковая сила
N = Р tg р = [тпгсо2 (cos ф + К cos 2Ф) ± GJ
где Р — угол между осью |
цилиндра |
и осью шатуна. |
Для кривошипно-шатунного механизма: |
||
sin'P = |
-4- sin ф = |
Хкsin ф ; |
Таким образом, при прокручивании декомпрессированного двигателя
N — |
гео2 (cos ф + Хк cos 2ф) ± Gn Я.кз1пф. |
(24) |
101
Построением графика N = f (ф) за один оборот коленчатого вала можно определить экстремальные значения N n для конкрет ного двигателя и соответствующие им значения срп в момент по явления перекладки. Для тракторных двигателей, прокручивае мых с декомпрессией, перекладка поршня за один оборот колен чатого вала возможна четыре раза (два удара по правой стороне и два — по левой стороне гильзы). Значения фп, соответствующие началу перекладки, составляют приблизительно ,40, 120, 240
и320° (угол отсчитывается от в. м. т. коленчатого вала). Давление поршневого компрессионного кольца на стенку
цилиндра от сил собственной упругости определяется выраже нием [14]
Р у- К |
(А — 2ятп) Е |
(25) |
|
где А — зазор в замке кольца в свободном состоянии в см; тп — радиальный износ поршневого кольца в см; Е — модуль упру гости поршневого кольца в кгс/см2; D — диаметр цилиндра в см; t — радиальная толщина поршневого кольца в см.
В процессе эксплуатации величина тп увеличивается от нуля до предельно допустимого значения, а величина Е, как показали исследования, уменьшается. Все это приводит к сравнительно
быстрому |
понижению ру к. |
колец, |
прижимающая их |
||||
к |
Осевая |
сила |
трения |
поршневых |
|||
радиальной |
плоскости |
канавки, |
определяется выражением |
||||
|
|
|
|
FK, 0 = nDhKfpy, к (/к + £tM), |
|
||
где |
hK— высота |
поршневого кольца в см; |
/ — коэффициент |
||||
трения колец |
о |
зеркало |
цилиндра; |
tK— число компрессионных |
колец; iM— число маслосъемных колец; £ — отношение давления масляных колец к давлению компрессионных колец.
Поперечная сила трения поршневых колец в канавках, пре пятствующая перекладке поршня, равна
^П. к ^К. оР = к (^'к £1м)>
где р, — коэффициент трения колец в поршневых канавках при перекладке поршня.
Минимальное значение частоты вращения коленчатого вала, прокручиваемого с декомпрессией двигателя ппт1п, при котором
возможна перекладка поршня |
и сопутствующее ей резкое возра |
стание энергии вибрации, определяется из условия |
|
N |
= F |
iV П |
--- 1 к* п» |
при этом угол фп имеет определенные значения, полученные по графику N = f (ф).
102
На основании приведенных уравнений получим (рассматри ваем кривошипно-шатунный механизм, когда вес прибавляется)
G |
2 |
COS 2 ф „) -|- О Д к sin фп = |
- у - |
ГМПгш>Ак Sin фп (COS фп + |
= nDhKf\ipy. к (tK +
откуда минимальная угловая скорость в момент возникновения перекладки
min |
nDhKfnpy, к (lK-f- Дм ) |
Gfl/.K sin фп . |
(26) |
|
G |
|
’ |
||
|
—у - |
гКк sin фп (cos фп -j- Хк cos 2фп) |
|
минимальное число оборотов двигателя, при котором возможна перекладка поршня,
_ |
30 |
|
m i n — |
д |
min- |
Экспериментальные исследования |
рассматриваемого метода |
диагностики поршневых колец выполнены в Ленинградском СХИ на тракторном двигателе Д-50. Преобразователь ускорений вибра ций закреплялся с правой стороны блока на болте лючка. Выде
ление (стробирование) виброакустического |
сигнала от |
удара |
при перекладке поршня производилось в зоне |
фп = 120°. |
В этих |
условиях удар при перекладке поршня происходит в зоне, наи более близкой к месту установки датчика ускорений вибрации. Переходный процесс медленного увеличения числа оборотов просматривался в пределах 50—250 об/мин, при этом определя лась величина nnmin для двигателя с различным износом порш невых колец.
Как показали расчеты и экспериментальные исследования, при прокручивании тракторного двигателя Д-50 (декомпресси рование путем вывертывания форсунок) минимальное число оборотов ппmm) начиная с которого наблюдается порог резкого
увеличения вибрации, |
имеет |
следующие |
значения: для новых |
колец 180— 190 об/мин; |
для |
предельно |
изношенных компрес |
сионных колец 85—90 |
об/мин; при залегании компрессионных |
колец ~55 об/мин.
Рассмотренный метод отличается известной сложностью, но при комплексной диагностике с определением диагностических параметров основных узлов двигателя в режимах прокручивания он представляет практический интерес.
Г л а в а V11
РАБОТА ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ НА НЕУСТАНОВИВШИХСЯ РЕЖИМАХ
25. Особенности работы газотурбинных двигателей на неустановившихся режимах
Работа газотурбинных двигателей в автотракторных режимах в отличие от поршневых двигателей сопровождается рядом спе цифических особенностей. Это объясняется различием термодина мических циклов, конструкций двигателей, значений термодиначеских параметров в узловых точках цикла, путей организации рабочего процесса и подготовки рабочего тела, характера транс формации тепловой энергии в механическую.
Формирование неустановившихся режимов у поршневых и газотурбинных двигателей (за небольшим исключением) неиден тично. Действительно, у транспортных поршневых двигателей трогание с места связано с перемещением педали привода сектора газа и с неопределенностью изменения скоростного режима, за висящего от темпа и момента включения муфты, степени открытия дросселя и момента сопротивления. Трогание с места тракторов на большинстве видов работ связано с понижением частоты вра щения коленчатого вала двигателя при включении муфты с после дующим возрастанием ее и одновременным увеличением скорости движения агрегата.
У одновальных газотурбинных двигателей, которые, как пра вило, в настоящее время для блокировки ведущего и ведомого валов редуктора имеют гидромуфту, процессу трогания в боль шинстве случаев предшествует интенсивный рост частоты враще ния ротора турбины, продолжающийся и в период блокировки. Этому способствуют момент блокировки ведомого и ведущего валов редуктора, который обычно выбирается так, чтобы ротор турбокомпрессора имел максимальное ускорение, что достигается в период разгона его при частоте вращения, равной 83—87% от номинальной, а также возможность пробуксовки ведомой и ведущей частей гидромуфты в период ее включения.
После |
полного включения муфты у поршневых |
двигателей |
и полной |
блокировки ведущей и ведомой частей |
гидромуфты |
у одновального ГТД происходит увеличение частоты вращения валов двигателей и скоростей движения агрегата.
У двухвальных ГТД обычных схем, у которых валы компрес сорной и тяговой турбин имеют только газодинамическую связь,
104
трогание с места сопровождается одновременным увеличением частоты вращения как турбокомпрессорного блока, так и тяговой турбины. Причем частота вращения турбокомпрессора растет в несколько раз интенсивнее, чем тяговой турбины. Как у порш невых, так и у газотурбинных двигателей неустановившиеся ре жимы не заканчиваются со стабилизацией положения органа, регулирующего подачу топлива или смеси, а продолжаются во времени. Как показывают результаты экспериментальных иссле дований поршневых и одновального газотурбинного двигателей, параметры рабочего тела, экономика и динамика фазы неустановившегося режима, следующей за стабилизацией положения регулирующего органа, существенно зависят от фазы неустановившегося режима в период перемещения регулирующего органа.
По-иному обстоит дело при работе на неустановившемся ре жиме двухвального двигателя. Поскольку в этом типе двигателя турбокомпрессор, по существу, является генератором рабочего тела для тяговой турбины, то, как показывают исследования, влияние момента сопротивления, скоростного режима тяговой турбины и теплового состояния двигателя на первую фазу неустановившегося режима незначительно по сравнению с поршневыми
иодновальными двигателями.
Укарбюраторных двигателей режим разгона сопровождается увеличением количества подаваемой в цилиндры топливно-воз душной смеси; в дизелях и газотурбинных двигателях разгон начинается с увеличения подачи топлива при практически преж ней в первый момент времени частоте вращения, а значит, при прежнем количестве воздуха. Действительно, как показывают результаты эксперимента, благодаря инерции ротора турбоком прессора и приводимых от него агрегатов, а также инерции массы воздуха, находящейся в период разгона в тракте, через 1 с после начала разгона газотурбинного двигателя в тракторном режиме
расход топлива увеличивается по |
сравнению с |
исходным на |
5— 14% 'в зависимости от скорости |
перемещения |
сектора газа, |
а расход воздуха — только на 2—3%. При разгоне в автомобиль ных режимах эти величины соответственно составляют 17—35 и 3—5%, следствием чего является значительный рост темпера туры перед ступенью турбины. В частности, через 1 с после начала разгона температура перед ступенью повышается по сравнению с исходным режимом на 3—3,5% при разгоне ГТД в тракторном режиме и на 9—20% при разгоне в автомобильном режиме.
Нарушение соотношения между расходом топлива и воздуха приводит к обогащению смеси и нарушению процессов, имевших место в камере сгорания на исходном режиме. В результате растет количество вредных составляющих в продуктах сгорания и, в пер вую очередь, СО, СН, N 0 2 и S 02. Тем не менее количество ток сичных веществ, выбрасываемых с отработавшими газами, у газо турбинных двигателей в несколько раз меньше, чем у поршневых. В работе [6 6 ] проведено сравнение различных видов транспорт
105
ных средств с различными двигателями в характерных для них условиях эксплуатации по степени загрязнения атмосферы токсич ными составляющими отработавших газов. Исследованию и сравне нию подвергались городские автобусы с дизельным и газотурбин ным двигателями. Изучались два характерных цикла работы. Цикл I (транзитный) включал частые остановки в центре города, сочетающиеся с экспрессным движением на окраинах. Цикл II включал работу в центре города с большим количеством остановок (особенно в часы пик). Цикл I занимал 172 с при средней скорости 33,6 км/ч и среднем расстоянии между остановками 1,6 км. Цикл II занимал 91,4 с при средней скорости 18 км/ч и расстоянии между остановками 0,46 км.
На основании испытаний для каждого цикла работы автобуса с дизелем и автобуса с ГТД получены данные (на одну транспорт ную единицу), характеризующие степень загрязнения атмосферы тремя основными токсичными составляющими отработавших га
зов: |
СО, СН, N 03 |
(табл. 8 ). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а 8 |
|
|
|
Величина эмиссии (в г/км) |
|
|
|
||
токсичных веществ отработавших газов дизеля |
и ГТД в атмосферу |
|
|||||
|
при характерных режимах движения |
|
|
|
|||
|
|
|
Дизель |
|
ГТД |
марки |
G T -309 |
|
Цикл |
со |
СН |
ыо2 |
СО |
СН |
n o 2 |
|
|
||||||
I |
(транзитный) |
17,7 |
1,03 |
22,7 |
2,5 |
0,125 |
6,55 |
II |
(в центре города) |
31,7 |
1,72 |
34,0 |
4,25 |
0,72 |
7,62 |
В указанной работе приводится изменение эмиссии токсичных веществ для одного из городов США при переводе 10% пассажироперевозок с автомобилей с карбюраторными двигателями на авто бусы с ГТД. Сравнение автомобилей, удовлетворяющих требова ниям стандарта 1975 г. на отработавшие газы,и автобусов с ГТД показывает, что в день эмиссия СО при этом снижается на 7%,
СН — на 13% и N 0 2— на 4%.
Таким образом, для газотурбинных двигателей при эксплуата ции их в автомобильных режимах является характерным умень шение токсичности отработавших газов по сравнению с поршне выми двигателями.
Неустановившиеся режимы в процессе движения как у порш невых, так и у газотурбинных двигателей в зависимости от конк ретных условий эксплуатации сопровождаются уменьшением или увеличением частоты вращения вала двигателя, нагрузки и тепло вого состояния. Причем у газотурбинных двигателей^пределы изменения частоты вращения ротора при этом значительно больше,
106
чём у поршневых. Это является одной из причин, по которой угловые ускорения роторов турбокомпрессоров и тяговой тур бины в ГТД на режимах разгона значительно больше, чем у порш невых двигателей. Так, если в поршневых двигателях максималь ные угловые ускорения редко превышали 45—50 1/с2, то в газо турбинных они доходили др 350 1/с2. На сообщение таких ускоре ний в газотурбинных двигателях тратится 9— 12% мощности от значения ее на установившемся режиме.
Тепловое состояние газотурбинных двигателей оказывает зна чительно меньшее влияние на параметры эффективности и эконо мичности на неустановившихся режимах, чем в поршневых дви гателях. Однако резкое увеличение подвода тепла в период раз гона как у поршневых, так и у газотурбинных двигателей, вызы вает дополнительные тепловые нагрузки на детали цилиндропоршневой группы, сопловые и особенно рабочие лопатки турбин. Причем температуры поршней (в завершающей стадии разгонов) и рабочих лопаток турбин часто достигают или близки к предель ным значениям для данного материала. Кратковременность воз действия направленного теплового потока, сопровождаемая не равномерностью температур, вызывает повышенные температур ные градиенты. При разгонах одновального ГТД в режимах автомобильного двигателя неравномерность температур в про дольном и радиальном направлениях рабочей лопатки через 3 с после начала разгона вызывает по данным исследований напря жения на кромке корневого сечения, превышающие 1000 кгс/см2. Между тем многократное воздействие термических напряжений при разгонах вызывает снижение характеристик длительной прочности материала деталей, что оказывает существенное влия ние на надежность и долговечность.
Наиболее характерный вид неустановившихся режимов — разгоны сопровождаются увеличением шума. Специальными иссле дованиями [631 установлено, что шум, производимый транспорт ными средствами с двигателями внутреннего сгорания, доминирует над прочими шумами; при этом половина жалоб на неприятные ощущения приходится на период разгона транспортных средств.
Следует отметить, что разложение составляющих шума на спектры показывает, что шум у ГТД ниже, чем у дизелей, а его составляющие менее вредно действуют на окружающих.
26. Закономерности изменения факторов, определяющих тепловыделение в камере сгорания газотурбинного двигателя при разгоне
При исследованиях особое внимание уделяется наиболее распространенному и характерному виду неустановившихся ре жимов — разгону. На рис. 63 приведена осциллограмма разгона одновального ГТД применительно к автотракторным двигателям. На ней представлены результаты регистрации параметров
107
рабочего тела в трех точках осесимметричного сечения (приемники устанавливались под углом 120°) перед рабочим колесом турбины
(полное р*г и статическое ри давление и температура Tir), ча стоты вращения и угловой скорости вала электротормоза (п3, юэ), крутящего момента (Мкр), хода плунжера топливного на соса-регулятора ТНР-ЗМ (hnJ , времени открытия проходного сечения топливного крана от исходного до полного (tKP). Подоб ные осциллограммы получались и на остальных трех осцилло графах, где регистрировались практически мгновенные значения
OJc
Рис. 63. Осциллограмма разгона ГТД в режимах автотракторного двигателя
параметров воздуха, топлива, газа, расходы топлива и воздуха, частота вращения ротора турбины и другие величины в сечениях перед компрессором, за ним, на выходе из камеры сгорания и за ступенью турбины.
Аналогично велась регистрация результатов эксперименталь ного исследования двухвальноГо ГТД. При этом дополнительно регистрировались параметры воздуха за осевыми ступенями компрессора, параметры газа между ступенями тяговой турбины и на входе в рабочие лопатки тяговой турбины, а также раздельно частота вращения турбокомпрессора и тяговой турбины. Таким образом, данные одного. разгона регистрировались на четыре осциллограммы.
Результаты обработки осциллограмм и положены в основу рассматриваемых ниже закономерностей изменения основных показателей работы двигателя и параметров воздушно-газового потока применительно к исходным нагрузочным и скоростным режимам автомобильных и тракторных двигателей. Анализ ука занных закономерностей проведем в соответствии с последова тельностью причин, вызывающих эти изменения.
108
До начала разгона двигатель работает на исходном установив шемся режиме, характеризуемом определенными частотой вра щения, нагрузкой на тормозе и температурой перед ступенью. Затем автоматически с различной скоростью приводится в дей ствие устройство, регулирующее подачу топлива в камеру путем открытия проходного сечения топливного крана от исходного до полного. Причем время полного открытия топливного крана /кр в экспериментах принято в качестве одной из обобщенных харак теристик топливоподачи. Это время составляло 2, 5, 7, 10 и 13 с.
Ниже излагаются результаты исследования разгонов одновального ГТД при исходной приведенной частоте вращения
Рис. 64. Изменение относительного часового расхода топлива при разгонах с различной скоростью открытия топливного крана при исходной частоте вращения 23 000 об/мин:
а. -— Neи ~ 0,2 A/gH; б — Nen " 0,32 A/gH |
|
||||
ПтРи = 23 000 об/мин. На |
конечном |
скоростном |
режиме |
«тРк = |
|
= 35 200н-35 300 |
об/мин. |
Исходная |
нагрузка |
Neu на |
тормозе |
составляла 20 и |
32% от |
номинальной Nea, а |
конечная |
NeK— |
53 и 75% от номинальной. Черта над параметром означает, что берется его относительное значение, под которым понимают отно шение текущего значения к значению на номинальном режиме. Параметры приведены к нормальным условиям, на что указывает индекс пр. Исходная температура перед ступенью при нагрузке в 2 0 % составляла 1020 К, а при исходной нагрузке в 32% — 1090 К.
Открытие крана вызывает увеличение подачи топлива в ка меру сгорания и тем интенсивнее, чем больше скорость открытия. Экспериментальные закономерности изменения относительного
часового расхода топлива GT — / (t) в двигателе при работе его на режимах разгона в названных выше условиях приведены на рис. 64.
109