Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ состояния вопроса и постановка задач исследования 10
1.1. Анализ эксплуатационной надежности турбокомпрессоров тепловозных дизелей 10
1.2. Причины снижения надежности турбокомпрессоров. 14
1.3. Анализ основных факторов и причин повреждаемости узлов и деталей турбокомпрессоров 19
1.4. Обзор существующих методов и средств контроля качества ремонта турбокомпрессоров 26
1.5. Основные выводы, постановка задач исследования и последовательность их решения 32
2. Теоретические предпосылки оценки надежности работы турбокомпрессоров в эксплуатации 37
2.1. Регулирование центробежного компрессора 37
2.2. Неустойчивые режимы работы компрессоров 40
3. Диагностическая модель системы воздухоснабжения 57
3.1. Разработка диагностической модели 57
3.2. Расчет диагностических матриц 70
3.3. Расчетное исследование влияния изменения параметров на диагностические признаки 74
4. Методология повышения надежности работы турбокомпрессора после ремонта и в эксплуатации 77
4.1. Стратегия поддержания работы турбокомпрессора, после ремонта и в эксплуатации 77
4.2. Методика испытания турбокомпрессора после ремонта и в эксплуатации 77
4.3. Локальные и комплексные средства контроля турбокомпрессора при испытании 88
5. Разработка стенда для испытания турбокомпрессора 92
5.1. Оценка эффективности работы вариантов стенда 92
5.2. Разработка схемы стенда 94
5.3. Принцип действия стенда 96
6. Расчет экономического эффекта от создания и внедрения в локомотивном хозяйстве стенда для диагностирования турбокомпрессоров дизелей тепловозов 103
6.1. Характеристика мероприятия 103
6.2. Определение прибыли (экономии текущих расходов) 106
6.3. Расчет интегрального экономического эффекта и сроки окупаемости затрат 110
Заключение 112
Список использованных источников 114
Приложения 132
- Анализ основных факторов и причин повреждаемости узлов и деталей турбокомпрессоров
- Основные выводы, постановка задач исследования и последовательность их решения
- Расчетное исследование влияния изменения параметров на диагностические признаки
- Локальные и комплексные средства контроля турбокомпрессора при испытании
Анализ основных факторов и причин повреждаемости узлов и деталей турбокомпрессоров
Для правильного выбора направлений в ликвидации повреждаемости узлов и деталей ТК необходимо определить факторы, от которых зависит качество функционирования и работоспособность ТК. Так, например, в работах /15/ подчеткивается, что продолжительность службы ТК может зависеть не только от его конструкции, но и от производственно-технических, эксплуатационных факторов. Согласно стандарту /16/ отказы ТК разделены на два вида: зависимые и независимые (табл. 1.5).
Пензенский завод дизельного машиностроения ввел ряд конструктивных и технологических мероприятий /17/, основными из которых являлись: постановка конусных защитных решеток на входе газов в полость турбины; замена сварного крепления лопаток колеса турбины на крепление с помощью елочного замка; переход от штифтового к шлицевому креплению колеса компрессора. После чего отказы ТК резко снизились (до 2,1 отказа на 106 км пробега).
Анализ эксплуатации и ремонта тепловозного парка локомотивных депо позволил установить, что существенное влияние на работоспособность ТК оказывают: характер эксплуатации тепловоза, теплотехническое состояние дизеля, существующая в депо технология ремонта /14/, например, при работе тепловозов с дизелями 1 ОД 100 в пассажирском движении количество отказов турбокомпрессоров ТК34Н в четыре раза ниже, чем в грузовом, где ТК работают большее время на номинальной нагрузке. Потеря живого сечения соплового аппарата турбины ТК грузовых тепловозов в отдельных случаях достигала 19% от номинального значения. Одной из основных причин, способствующих интенсивному нагароотложению в газовых полостях ТК34Н, является длительная работа дизеля на нулевой позиции. Причем в результате обильного нагароотложения в газовых полостях ТК снижается его частота вращения и выбег до таких критических величин, что ТК утрачиваент функцию нагнетателя воздуха и происходит дросселирование воздуха в воздушном тракте дизеля (прил. 3). Основная доля неисправностей ТК связана с низким теплотехническим состоянием дизеля и недостатками существующей в депо технологией ремонта и сборки ТК.
Причем эти неисправности по характеру влияния на работоспособность ТК можно разделить на три группы (рис.1.7). Первая - неисправности, приводящие к остановке ТК, резкому снижению мощности двигателя из-за падения коэффициента наполнения цу. Вторая - неисправности, не приводящие к остановке ТК. Выходные показатели ТК и мощность двигателя временно не снижаются. Третья - неисправности, при которых ТК и двигатель не выдают номинальных парамтеров. К первой групее можно отнести неисправности, следствием которых является заклинивание ротора ТК. При работе ТК на подшипники действуют нагрузки от веса ротора и от его неуравновешенности. При некачественной балансировке ротора его неуравновешенность превышает допустимые нормы. Кроме того, во время работы неуравновешенность ротора увеличивается в результате ползучести металла колес, коррозии и износа лопаток, а также отложения нагара на лопатках. В результате смещения центра тяжести ротора возникает центробежная сила/14/: где т - масса ротора или часть его массы; - угловая частота вращения; ч - величина эксцентриситета; і - радиальный зазор в подшипнике. Таким образом, рост центробежной силы прямопропорционален квадрату угловой частоты вращения. При некоторой частоте вращения центробежная сила достигает величины, приводящей к разрушению подшипника. При этом центробежная сила, а следовательно и нагрузка на подшипники, резко возрастают за счет увеличения расстояния от геометрической оси вращения вала до центра тяжести на величину половины радиального зазора в подшипнике, величина которого может быть завышена в процессе сборки ТК. Нарушение технического состояния дизеля, а также несвоевременная смена картерного масла приводят к загрязнению маслоподводящих трубок и маслянного фильтра ТК, в результате чего прекращается подача масла к подшипнику и, как следствие, происходит заклинивание ротора ТК. В результате отказов цилиндро-поршневой группы дизеля возможно попадание обломков поршневых колец в газовую полость ТК, что также приводит к заклиниванию ротора. Причиной заклинивания ротора могут быть нарушения в процессе ремонта тепловых зазоров в сопряженных узлах ТК. Характерной неисправностью ТК34Н, отнесенной ко второй группе, является выброс масла из полостей подшипника в воздушную и газовую полости. Около 75% отказов ТК по выбросу масла из полостей подшипников вызваны, во-первых, закоксованность. Отверстий, подводящих запирающий воздух к лабиринтным уплонениям подшипников, во-вторых, некачественной очисткой от нагара лабиринтных уплотнений при ремонте в депо и, в-третьих, увеличением в процессе сборки и в эксплуатации зазоров в подшипниках и деталях лабиринтных уплотнений ТК. К тертьей группе относятся неисправности, приводящие к снижению номинальных параметров ТК. Проведенные в МИИТе экспериментальные работы /18/ позволили выявить факторы, способствующие коксованию газовых полостей ТК.
Основные выводы, постановка задач исследования и последовательность их решения
На основании проведенных исследований и анализа опубликованных работ можно сделать вывод о том, что ТК является одним из ненадежных узлов дизелей.
Так, например, по данным научно-исследовательских работ ВНИИЖТа /36/: количество порч тепловозов типа ТЭ10 по ТК составляет 4,8% от общего количества порч по дизелю, а количество неплановых ремонтов 9,0%; простой тепловозов на неплановых ремонтах со сменой ТК и с заменой поврежденных деталей достигет 180 часов; количество рекламаций по ТК после капитального ремонта составляет 25-35% от общего количества принятых рекламаций по дизелям; срок службы ТК на 25-30% ниже установленных техническими условиями на поставку; пробег между разборками ТК в депо в 2-3 раза ниже пробегов между разборками дизелей.
Оценка качества функционирования тепловоза после ремонта осуществляется при реостатных испытаниях. При наличии газотурбинного наддува нет четкого разграничения между параметрами дизеля и ТК. Поэтому при отклонении от норм в целом качества функционирования дизель-генераторной установки необходимо исключить вероятность наличия ТК с неудовлетворительными характеристиками. В настоящее же время этот вопрос решается интуитивно и не всегда соответствует фактическому техническому состоянию. В результате чего необоснованно снимаются и устанавливаются ТК на дизель с целью доведения параметров тепловоза до установленных норм /49/.
Анализ неисправностей ТК показывает, что эти неисправности оказывают существенное влияние на техническое состояние двигателя и ведут к постепенному износу, потере мощности и экономичности последнего (прил. 4).
Выявленные факторы и причины повреждаемости узлов и деталей ТК показали, что на их работоспособность влияют: характер эксплуатации тепловоза, теплотехническое состояние дизеля, существующая в депо технология ремонта /45-48/.
Учитывая, что основная доля неисправностей ТК ложится на причины второго и третьего видов, правомерно рассматривать вопрос повышения надежности работы агрегатов наддува при воздействии этих причин самостоятельно.
Наличие сложных многопрофильных деталей (корпуса, колеса компрессора и турбины), большое количество узлов, подлежащих микрометражу, делают практически невозможным измерение контактным способом с необходимой точностью размеров, определяющих газодинамические параметры проточной части компрессора и турбины. Однако, именно в этом заложены резервы повышения качества ремонта агрегатов наддува, их работоспособности и надежности, повышение КПД и экономичности дизель-генераторной установки в целом.
Контроль качества ремонта ТК с точки зрения из газодинамического совершенства может производиться лишь при введении в ремонтный цикл стендовых испытаний ТК на режимах эксплуатационных нагрузок /49/. Эта операция позволит Также решить задачу комплектовки ТК по их выходным параметрам для постановки комплекта на один дизель с целью согласования характеристик ТК с гидравлической характеристикой дизеля. Существующие стенды для испытаний ТК с механическим и воздушным приводами исключают возможность проверки работаспособности ТК по их газодинамическим хараткеристикам. Применение существующих стендов с газовым приводом ротора ТК невозможно на предприятиях с малыми мощностями компрессорных станций (например, локомотивных депо). Зависимость этих установок от внешней пневмосети усложняет возможность автоматизации режимов испытаний ТК, снижает надежность запуска стенда, нарушается ритмичность работы параллельных потребителей воздуха, растут габаритомассовые показатели стенда. Работа отдельных узлов стендов на нерасчетных режимах приводит к преждевременному выходу их из строя.
Анализ опубликованных работ и проведенных исследований показывает, что проблема повышения надежности работы агрегатов газовоздушного тракта, являющаяся частной в общем вопросе повышения надежности и экономичности работы тепловозов, актуальна на современном этапе.
Проведенный анализ позволяет сформулировать цель исследования как повышение параметрической надежности работы турбокомпрессора в эксплуатации.
Расчетное исследование влияния изменения параметров на диагностические признаки
Были проведены расчетные исследования по влиянию изменения контролируемых параметров на диагностические признаки параметрической надежности турбокомпрессоров ТК-23 и ТК-34 систем воздухоснабжения тепловозных дизелей ЗА-6Д-49 и 1 ОД 100. Исходные данные, использованные в расчетах, приведены в таблице 3.4./127-128/. По результатам проведенных расчетов построены зависимости изменения диагностических признаков по режиму работы. В качестве параметра режима работы принят расход воздуха через турбокомпрессор. Поддержание надежной работы турбокомпрессора в эксплуатации является комплексной проблемой, включающей задачи разработки методов и средств контроля и диагностирования, а также решение большого количества разнородных задач применительно к производству, ремонту и эксплуатации турбокомпрессоров тепловозов. Стратегия повышения надежности работы турбокомпрессора в виде основных задач, которые нужно решить приведена на рис. 4.1. Такой комплексный подход к проблеме повышения надежности работы турбокомпрессора необходим и оправдан в связи с большими экономическими и экологическими ущербами от ненадежной работы турбокомпрессора. Тепловозные дизели представляют собой комбинированную энергетическую установку, включающую собственно дизель и турбокомпрессор(турбЬкомпрессоры) наддува. Эти две тепловые машины имеют различные характеристики и могут работать как правило в одной совместной точке рабочих режимов. При этом наблюдается взаимное влияние изменения характеристик поршневой машины параметры турбокомпрессора, и наоборот /70/.
В результате эксплуатации характеристики тепловозного дизеля ухудшаются. Для обеспечения высокой эффективности работы тепловозного дизеля необходимо контролировать техническое состояние турбокомпрессора как после ремонта, так и в эксплуатации. Показателем технического состояния турбокомпрессора является произведение внутреннего адиабатного КПД компрессора по заторможенным параметрам щ, внутреннего адиабатного КПД турбины по заторможенным параметрам цп и КПД Механических потерь r\v: Внутренний адиабатный КПД компрессора может быть найден по выражению где Ьад..к,Ьк- адиабатная и действительная работа сжатия в компрессоре. Срв теплоемкость воздуха при постоянном давлении; лл - степень повышения давления в компрессоре; ТьиТк- усредненные температуры торможения в сечениях перед и за компрессором; К= —— - показатель адиабаты расширения воздуха. Степень повышения давления лк определяется выражением где Р и Р - усредненные полные давления в сечениях за и перед компрессором. Если измеряются статические давления за и перед компрессором Рли Рв, то полные давления Р и Р могут быть найдены с помощью уравнения расхода воздуха : где G- расход воздуха; mKp -постоянный множитель, Y(A,) - газодинамическая функция безразмерной скорости, А,,Р- статическое давление в характерном сечении за или перед компрессором; F - площадь в характерном сечении за или перед компрессором; R - газовая постоянная воздуха; Т - усредненная температура торможения в характерном сечении за или перед компрессором.
Во время экспериментов измеряют расход воздуха через компрессор, усредненную температуру торможения и статическое давление, из уравнения (4) находят значение газодинамической функции Y(A,), ПО ее величине из газодинамических таблиц /70-76/ - значение газодинамической функции где Р , Р - усредненные полные давления в сечениях перед и за турбиной. Если измеряются статические давления Р, и Р, перед и за турбиной, то полные давления Р и Р могут быть найдены с помощью уравнения расхода (4) так же, как и для компрессора. При замеренном расходе топлива В, найденных значениях КПД компрессора и турбины КПД механических потерь турбокомпрессора может быть найдены из уравнения баланса мощностей, которое запишется в следующем виде: где GB и Gr - расходьї воздуха через компрессор и газа через турбину; Rb и R, - газовые постоянные воздуха и газа. Расход газа через турбину численно равен расходу воздуха GB Плюс расход топлива В (G, =Gh+B). Из выражения (6) соотношение для определения КПД механических потерь запишется в следующем виде
Локальные и комплексные средства контроля турбокомпрессора при испытании
Турбокомпрессоры наддува тепловозных дизелей, как показывает анализ, имеют низкую надежность работы из-за структурных отказов, связанных с износом подшипниковых узлов, закоксовыванием сопловых и рабочих лопаток турбины, разрушением лопаток турбины и вала турбокомпрессора. Причиной разрушения лопаток турбины является периодическое воспламенение и горение остатков топлива и масла в выхлопном коллекторе, на сопловых и рабочих лопатках турбины. Это приводит к многократному перегреву и термоциклической усталости материала с последующим разрушением лопаток/78-79/. Однако при горении остатков топлива и масла одновременно с термическим воздействием возрастают механические воздействия на лопатки турбины и вал турбокомпрессора из-за явления возрастания частоты вращения частоты вращения ротора турбокомпрессора с одновременным возникновением помпажа компрессора.
При возникновении помпажа частота вращения возрастает в большей степени, что приводит к разрушению турбокомпрессора/80н83/. С целью выявления влияющих на помпаж параметров была построена диагностическая модель в малых отклонениях для системы воздухоснаібжения четырехтактного дизеля ЗА-6Д49. Для оценки запасов устойчивости по помпажу и изменения параметров компрессора использовалась паспортная характеристика компрессора. Коэффициент запаса по помпажу находился по выражению приведенный расход воздуха и степень повышения давления в рабочей точке компрессора, GBD тскЕ) соответствующие параметры на границе помпажа. Была составлена система газодинамических и теплоэнергетических уравнений в малых отклонениях, которая решалась известным методом. В результате была получена диагностическая матрица приведенная в таблице 4.2 /прилож.З/. диагностических параметров, 6Т0,5Т4,8Т5,5Р4,5Р0,5т - малые отклонения аргументов (контролируемых параметров). Здесь индексы 0,1,2,4,5 соответствуют параметрам окружающей среды, на входе и выходе из компрессора, а также на входе и выходе из турбины соответственно. Как следует из таблицы наибольшее влияние на изменение коэффициента запаса по помпажу оказывают частота вращения ротора турбокомпрессора, давление и температура окружающего воздуха. Таким образом увеличение частоты вращения ротора турбокомпрессора уменьшает запас по помпажу, а помпаж приводит к увеличению частоты вращения и разрушениям.
Приведенная матрица взаимных влияний позволяет определять все отклонения параметров системы воздухоснабжения по измеренным на контролируемом режиме отклонениям выбранных в качестве аргументов параметров. Обычно запасы устойчивости турбокомпрессора по помпажу в пределах АКу= 10-15%. Однако в реальных условиях применения из-за увеличения уровня неоднородности входного потока, располагаемый запас устойчивости уменьшается на величину и характеризует смещение границы помпажа к точке совместной работы. Здесь авх - коэффициент потерь на входе, є - средняя интегральная амплитуда пульсаций давления, Аст0- показатель окружной неравномерности поля полного давления. Таким образом принятые для трубокомпрессоров наддува запасы по помпажу в реальных условиях эксплуатации оказываются заниженными, что и является основной причиной возникновения помпажа компрессора. Известны стенды для испытания турбокомпрессоров на горячем газе, содержащие камеру сгорания, установленную между компрессором и турбиной испытуемого турбокомпрессора, устройства для создания пульсаций топлива и газового потока, линию подачи воды в газовый поток с регулятором и форсункой /84-86/. Недостатками этих стендов (см. рис.5.1) является то, что на испытание турбокомпрессоров затрачивается значительное количество жидкого топлива, которое к тому же неэффективно используется.
Кроме того, в камере сгорания стендов не обеспечивается устойчивое горение обедненной топливовоздушной смеси, и характер нагружения турбокомпрессора отличается от реального. Таким образом, в стендах ограничены возможности имитации и воссоздания реальных режимов работы. Близкие по Цели и технической сущности стенды для испытания турбокомпрессора содержат входную, перепускную и выпускную магистрали, регулируемый источник газового потока, выполненный в виде технологического компрессора с регулируемым приводом, причем в качестве регулируемого привода применяется двигатель внутреннего сгорания, устройства измерения и управления, повышающий редуктор, двухходовой кран /88-91/.
