4.2. Турбокомпрессоры наддува двигателей внутреннего сгорания,

с подшипниками на воздушной смазке

Одна из основных тенденций развития современных двигателей внутреннего сгорания – повышение их агрегатных мощностей без существенного увеличения при этом габаритов и массы двигателей.

Эффективная мощность двигателей внутреннего сгорания определяется формулой

,

где D – диаметр цилиндра, S – ход поршня, i – число цилиндров двигателя, n – частота вращения коленчатого вала, с^-1, z – коэффициент тактности, P_е – среднее эффективное давление.

Увеличение агрегатной мощности ДВС без увеличения габаритов и массы возможно за счёт увеличения частоты вращения и среднего эффективного давления. Увеличение частоты вращения коленчатого вала приводит к увеличению механических потерь, увеличению динамических нагрузок и снижению ресурса ДВС. Поэтому в настоящее время увеличение агрегатной мощности достигается в основном за счёт увеличения P_е. Среднее индикаторное давление можно выразить как

где R_μ – универсальная газовая постоянная; Q_n – теплота сгорания топлива; α – коэффициент избытка воздуха; L₀ – теоретически необходимое количество воздуха для сгорания; Р_k – давление воздуха, поступающего в цилиндр; Т_k – температура надувочного воздуха; η_n – коэффициент наполнения цилиндра; η _e – эффективный к.п.д.

Увеличение P_е наиболее просто достигается увеличением давления воздуха, поступающего в цилиндр. Поэтому современные ДВС имеют агрегаты наддува, в которых атмосферный воздух сжимается, а затем подается в цилиндры двигателя. Наибольшее распространение получили газотурбинные агрегаты наддува, состоящие из турбины и компрессора, установленных на одном валу. Использование для привода турбины выпускных газов двигателя, относительное уменьшение мощности механических потерь (при газотурбинном наддуве мощность двигателя возрастает значительно сильнее, чем мощность механических потерь) приводит к повышению механического и эффективного к.п.д. двигателя).

Основными загрязнителями воздуха в городах являются транспортные ДВС - в первую очередь автомобильные. На дальнем Востоке России сейчас эксплуатируются сотни тысяч автомашин, среди которых многие иностранного производства с турбонаддувом. Агрегаты наддува часто выходят из строя и ремонту в условиях Дальнего Востока не подлежат. Эксплуатация автомобилей без действующих агрегатов наддува приводит к значительному увеличению вредных выбросов в атмосферу. Создание простого и надежного турбокомпрессора наддува позволит снизить вредные выбросы без применения жестких административных мер. Современные турбокомпрессоры наддува развивают частоту вращения роторов до 2000 – 3000 с¹ [1, 2, 224]. При таких больших скоростях подшипники качения работают ненадежно из-за больших центробежных сил, развиваемых шариками. Поэтому в высокооборотных турбокомпрессорах обычно применяют подшипники скольжения. Подшипники скольжения более просты по конструкции и дешевле, имеют большую долговечность. Но подшипники скольжения, смазываемые маслом, имеют более существенные по сравнению с подшипниками качения потери на трение, в 2 – 3 раза. В крупных турбокомпрессорах это вполне допустимо, так как он не превышают 4 – 6 %. В малых, высокооборотных турбокомпрессорах, эти потери имеют ощутимую величину – 10 – 15 % [48]. Существенно снизить потери на трение можно за счет применения подшипников с газовой смазкой. При этом устраняется масляная система, можно устранить или упростить уплотнения, уменьшаются температурные градиенты в деталях турбокомпрессора, снижается виброактивность машины, устраняются опасность загрязнения окружающей среды маслом. Применение подшипников с газовой смазкой позволяет упростить конструкцию, повысить надежность, уменьшить габарит и массу машины. В ДВГТУ впервые в стране спроектированы, изготовлены и проведены испытания нескольких турбокомпрессоров с подшипниками на газовой смазке [175, 181, 186, 189, 191, 192, 194, 199, 200, 205, 207, 326]. Разработано и испытано на безмоторном стенде несколько конструкций подшипников с наддувом газа для турбокомпрессоров ТКР 8,5 и ТКР 11.

На рис. 4.14 показана конструкция подшипникового узла с выпуском отработавшего воздуха через сверления в роторе. Подшипник выполнен в виде моновтулки 2, в которую запрессованы две втулки из графита 7. Для надежности крепления втулок 7 они фиксируются кольцами 8, которые одновременно являются опорами для пружинных демпфирующих устройств 3 и 4. Пружинные кольца 3 демпфируют радиальные колебания ротора 1, а тарельчатые пружины 4 – осевые колебания при установке пружины 4 фиксируются с помощью крышек 5 и 6. Так как в конструкции нет резиновых и иных полимерных деталей, подшипниковый узел можно использовать при высоких температурах. На рис. 4. 15 представлен подшипниковый узел, выполненный для серийного турбокомпрессора ТКР 8,5. При сохранении без изменений крылаток и корпусов турбины и компрессора немного изменен промежуточный корпус турбокомпрессора, а на ротор установлены втулка 5 и упорное кольцо 6. В промежуточный корпус 1 вставляется моновтулка 2 с запрессованными в нее графитовыми вкладышами 3.

В нижней части к втулке крепится трубка 12 для отвода отработавшего в подшипниках воздуха. Моновтулка фиксируется в корпусе крышкой 7. Для уплотнения камеры со сжатым воздухом, подаваемым на смазку, и демпфирования колебаний ротора 14 служат упругие кольца 8. Колесо компрессора 13 и упорный диск 6 фиксируется гайкой 10.

Воздух на смазку подается под давлением через отверстие 11 в полость корпуса, откуда через отверстия 4 поступает в смазочный зазор. Основная часть отработавшего в подшипнике воздуха отводится через труб-

ку 12, некоторое его количество уходит в полости компрессора и турбины. Насадка на вал втулки 5 позволила увеличить до 20 мм диаметр опорных цапф подшипника и увеличить его несущую способность.

Применение моновтулки решило проблему точности центровки подшипников. При проведении экспериментальных исследований по работоспособности турбокомпрессора на подшипниках с наддувом воздуха [194, 205] выяснилось, что на работоспособность существенно влияют условия закрепления подшипникового узла в корпусе турбокомпрессора. В случае жесткого крепления подшипников ротор не выходит на расчетную частоту вращения. При частоте 450-500 с^-1 происходит удар о подшипник, нагрев и торможение ротора. При упругом закреплении подшипников максимальная частота вращения ротора достигла 1100 с^-1 и ограничивалась при экспериментах условиями прочности ротора. При правильно выполненных параметрах подшипников и качественном выполнении подшипникового узла нагрева воздуха в подшипниках практически нет, при давлении воздуха, подаваемого на смазку, более 0,15 МПа (0,5 ати). Расход воздуха на подшипнике – 2,5 м³/ час.

Проведенные экспериментальные и теоретические исследования показывают возможность работы турбокомпрессора наддува двигателей внутреннего сгорания на подшипниках с наддувом воздуха. При этом существенно упрощается конструкция турбокомпрессора, устраняется масляная система, существенно уменьшаются потери на трение в подшипниках, снижается вибрация машины.

Окружные скорости цапф современных турбокомпрессоров наддува достигают 100 – 400 м/с (360 – 1440 км/час) и равны скоростям самолетов. При правильном профилировании смазочного зазора в подшипнике возможно получение подъемной силы, достаточной для обеспечения нужной несущей способности и всплытия ротора на воздушной подушке без специальной подачи в подшипниках воздуха повышенного давления.

Получить требуемый профиль смазочного зазора и необходимую несущую способность можно при помощи лепестковых газодинамических подшипников.

Рис. 4.14. Подшипниковый узел с выпуском воздуха через вал.

Рис. 4.15. Подшипниковый узел для турбокомпрессора ТКР 8,5

В ДВГТУ, по заказу СКБ “Турбина”, г. Челябинск, спроектированы, изготовлены и проведены испытания нескольких турбокомпрессоров наддува с лепестковыми газодинамическими подшипниками для двигателей внутреннего сгорания.

Турбокомпрессор на лепестковых газодинамических подшипниках (рис. 4.16) представляет собой конструкцию на базе серийного ТКР 11. Колеса турбины, компрессора и их корпуса оставлены без изменения. Видоизмененный вал 1 сваркой трения соединен с колесом турбины 2. По сравнению с серийным вал имеет несколько увеличенный диаметр цапф радиальных подшипников и хвостовик, на который устанавливается упорный диск 6, служащий цапфой осевых подшипников, и колесо компрессора 3. В промежуточный корпус 8 устанавливается втулка 7, в которой монтируется два радиальных лепестковых газодинамических подшипниках 4. Два осевых лепестковых газодинамических подшипника крепятся к промежуточному корпусу при помощи кольца 9. Зазор в осевых подшипниках регулируется высотой проставочного кольца 10.

Один образец выполнен с облегченным полым ротором, два других образца – с цельными роторами массой 2,9 кг.

Рис. 4.16. Турбокомпрессор наддува ДВС с ЛГП

Проведены испытания на вибрационном стенде, где проверялась работоспособность турбокомпрессора наддува с лепестковыми газодинамическими подшипниками при вибрации основания, и на безмоторной установке по специально разработанной и согласованной с СКБ “Турбина” программе. Турбокомпрессоры наработали десятки часов на различных режимах, в том числе при 68000 оборотов в минуту в предпомпажной зоне ветки характеристики компрессора при температуре газов перед турбиной 760 °С. На этом режиме температура в радиальных подшипниках составила 80 °С, в осевых -143 °С, виброскорость в горизонтальной плоскости 0,7 мм/с, в вертикальной плоскости – 0,78

мм/с, виброускорение – 0,3 g. При пусках и остановках турбокомпрессора с «тяжелым» ротором последний начинает вращаться при абсолютном давлении воздуха перед турбиной 0,114 МПа (0,014 ати). При остановке резкое падение частоты вращения наблюдается при давлении газа перед турбиной 0,112 МПа. При испытании турбокомпрессора с полым ротором вращение начинается при давлении газов перед турбиной 0,105 МПа.

Проведенные испытания показали, что работа турбокомпрессоров с лепестковыми подшипниками устойчива на всех режимах и ЛГП весьма перспективны для применения в высокооборотных малогабаритных турбокомпрессорах наддува.