INVESTIGATION OF STRENGTH PROPERTIES OF IMPELLERS MADE OF COMPOSITE MATERIAL FOR DIESEL ENGINES

Full Text

Введение В настоящее время использование системы газотурбинного наддува в современных автотракторных дизелях стало практически повсеместной нормой. При всех известных преимуществах системы она не лишена ряда негативных качеств. Одной из проблем агрегатов наддува остается пониженная эксплуатационная надежность подшипникового узла, с которым связана значительная доля отказов в работе турбокомпрессора в целом. По этой причине в зависимости от конструктивных особенностей число отказов системы наддува от общего количества отказов двигателя составляет 8-26 % [1-5]. Другой немаловажной проблемой современных систем наддува является то, что двигатель, работающий совместно с такой системой, в отличие от безнаддувного варианта, как правило, имеет замедленный отклик на увеличение подачи топлива, что обуславливает такое негативное явление как «турбояма» (turbo-lag). Временная задержка в увеличении мощности двигателя в момент резкого увеличения подачи топлива возникает по причине инерционности системы наддува, которая и обуславливает несоответствие между необходимой мощностью дизеля и производительностью турбокомпрессора (ТК). После преодоления системой «турбоямы» возникает скачок мощности («турбоподхват»), характеризующийся ростом динамических нагрузок на детали двигателя. Отмеченные негативные особенности газотурбинного наддува ухудшают пусковые свойства двигателя, его приемистость, экономичность в широком диапазоне неустановившихся и переходных режимов работы. Для минимизации эффекта «турбоямы» и уменьшения уровня рассогласования параметров двигателя и ТК изготовители используют ряд сложных технических решений: турбину с изменяемой геометрией лопаточного аппарата; системы твин-турбо и би-турбо, в которых установлены два последовательно или параллельно работающих ТК, схему комбинированного наддува, сочетающую в себе механический и газотурбинный наддувы и т.д. Одним из наиболее простых решений по снижению негативного влияния «турбоямы» является уменьшение массы вращающихся деталей ротора ТК с целью снижения его момента инерции. Снижение массы ротора конструктивными мерами, например уменьшением металлоемкости, ограничивается пределом прочности конструкции. В этих условиях выбор для рабочих колес ротора соответствующих материалов с уменьшенной плотностью становиться единственно возможной альтернативой. Например, применяемое в ряде современных конструкций ТК металлоке-рамическое колесо турбины примерно на 20 % легче изготовленного из жаростойких сплавов и соответственно обладает меньшим моментом инерции. Другим решением аналогичного типа является применение колеса компрессора, изготовленного из композитного материала (КМ). Безусловно, при этом предполагается, что конструкция подобного колеса должна быть не только работоспособной, но и достаточно технологичной в серийном производстве, иметь приемлемую стоимость и ресурс, сравнимый с ресурсом традиционного колеса из алюминиевого сплава. Предложенный вариант решения указанных выше проблем остается малоисследованным в отечественной практике конструирования серийных ТК. Несмотря на большое количество предложенных конструкторских решений по разработке рабочих колес из КМ [6, 7] и широкого спектра КМ [8], в данный момент отсутствуют исследования прочностных качеств рабочих колес, выполненных из КМ, что является одним из факторов, сдерживающих практическую реализацию этих решений. Исходя из вышесказанного, дальнейшее развитие исследований по поиску рациональных средств и методов повышения эксплуатационной надежности рабочих колес ТК, выполненных из КМ, является одним из актуальных направлений в области автотракторного двига-телестроения. Цель и задачи исследования Цель работы состояла в оценке возможности замены рабочих колес компрессора ТК, выполненных из традиционного материала, на рабочие колеса, изготовленных из КМ. Исследовалась возможность использования в качестве конструкционного материала для колеса КМ типа «Карбул», созданного на основе современных отечественных технологий, на базе композиции резины и упрочняющей фазы, в качестве которой служил карбид кремния. В окончательном виде для повышения прочностных качеств заготовка подвергается последующей карбонизации. Свойства данного КМ приведены ниже. Для достижения этой цели ставились следующие задачи. 1. Проведение сравнительного анализа физико-механических свойств традиционных и композитных материалов. 2. Математическое моделирование процесса нагружения рабочих колес компрессора ТК и сравнительный анализ напряженно-деформируемого состояния (НДС) колес, выполненных из различных материалов. 3. Расчет частот и форм свободных колебаний рабочих колес из КМ с целью выявления отсутствия резонансных явлений в рабочем диапазоне частот вращения ротора компрессора. Материалы и методы исследования Для проведения исследования был использован метод математического моделирования в конечно-элементном комплексе Femap with NX Nastran. Методика исследования предусматривает сравнительный анализ физико-механических свойств материалов, проведение прочностного расчета для двух типоразмеров рабочих колес с диаметром 80 и 130 мм для двух расчетных случаев, первый из которых определялся максимальной рабочей окружной скоростью 550 м/с, а второй - предельной (разрушающей) окружной скоростью 600 м/с, а также расчет-но-аналитическое исследование частот и форм свободных колебаний для двух указанных выше типоразмеров рабочих колес. Результаты исследования и обсуждения Удельная прочность материалов, используемых при изготовлении рабочих колес, определяется соотношением: D = а„/ р, где ав - предел прочности материала, а р - его плотность. Для алюминиевого сплава АК-4 по ГОСТ 21488-97 овал = 355 МПа, рал = 2700 кг/м3, а для КМ по данным производителя Овкм = 200 МПа, р = 1700 кг/м3. Видно, что относительное изменение удельной прочности для сравниваемых материалов практически отсутствует, действительно: AD = (D - D ) / D = ал км ал = (0,131 - 0,118)/0,131 = 0,099. Однако изменяемость удельной жесткости материала рабочих колес, их массы и моментов инерции, которые рассчитывались в препроцессоре Femap с помощью трехмерной модели колеса, существенна. В частности, относительное снижение удельной жесткости: AB = (В - В ) / В = ал км ал = (26,66 - 7,06) / 26,66 = 0,73, где B = E/р - удельная жесткость, определяемая модулем упругости E, который для алюминиевого сплава и композиционного материала имеет значения Еал = 72000 МПа, Е = 12000 МПа. км Относительное снижение массы колес: Am = (m - m ) / m = 40 %, ал км ал где m = 0,494 кг, m = 0,299 кг - массы колес, ал км рассчитанные по их трехмерной модели. Относительное снижение момента инерции колес относительно их оси вращения: AIZ = (Izал " Izкм)/Izал = 39%, где / = 0,000662 кг • м2, / = 0,000402 кг • м2 -моменты инерции колес. По этим данным видно, что в силу практически одинаковой удельной прочности рассматриваемых материалов изготовление колес из КМ, скорее всего, не приведет к необходимости его конструктивных изменений с точки зрения требований к их прочности. Однако значительное снижение удельной жесткости КМ приведет к уменьшению и перестройке резонансных частот рабочего колеса, что может вызвать появление резонанса при рабочих частотах его вращения. Прочностной расчет колес компрессора производился методом конечных элементов с применением линейного решателя Nastran с пре- и постпроцессором Femap. Для расчета были использованы тетраэдральные элементы. Конечно-элементная расчетная схема конструкции колеса была представлена в виде 156826 элементов с 36851 узлом. При выборе граничных условий закрепления дискретной модели рабочего колеса было принято, что узлы конечно-элементной сетки на оси вращения вала неподвижны. Они соединены с узлами рабочего колеса при помощи элементов, жесткость которых на порядок ниже жесткости элементов колеса. Конечно-элементная модель и схема ее закрепления показаны на рисунке 1. Параллельно с выполнением расчета оценивалась погрешность его результатов. Эта оценка производилась с помощью правила Рунге-Кута, основанного на сравнительном анализе данной модели с конечно-элементной моделью, имеющей в восемь раз меньше узлов. Установлено, что по эквивалентным напряжениям, возникающим в колесе, погрешность не превышает 5 %. Цвето-графические схемы результатов расчета эквивалентных напряжений и обобщенных перемещений для первого расчетного случая (режим работы, соответствующий максимальной окружной скорости) представлены на рисунках 2 и 3 соответственно. Для второго расчетного случая и для вариантов расчета колес из КМ цвето-графические схемы не приводятся, так как качественная картина распределения напряжений и обобщенных перемещений для всех указанных видов расчета аналогична первому расчетному случаю. Количественная оценка результатов прочностного расчета рабочих колес компрессора из традиционного материала и КМ для обоих расчетных случаев приведена в таблице 1. По полученным графическим схемам напряженно-деформированного состояния рабочих колес установлено, что распределение напряжений качественно идентично во всех расчетных вариантах. Перераспределение напряжений в колесах вследствие различия в показателях жесткости материалов отсутствует. Для режима работы ТК, соответствующего максимальной окружной скорости колес, коэффициенты запасов прочности в результате замены материалов для 1-го и 2-го типоразмера снизились на 7,8 и 5 % соответственно (абсолютные значения - 1,06 и 1,16 соответственно). Имея в виду существенные различия в указанных выше физико-механических свойствах Таблица 1 традиционных и композитных материалов, важным вопросом при замене материала рабочего колеса ТК является выявление отсутствия резонансных явлений в рабочем диапазоне частот вращения ротора компрессора. Изучению данного вопроса посвящена заключительная часть исследования. Расчет первых, наиболее интенсивных, частот и форм свободных колебаний рабочих колес выполнен в упрощенной постановке без учета зависимости частот от скорости вращения диска. Это упрощение обусловлено следующим фактом. Частоты вращающегося диска больше частот неподвижного диска, что «отдаляет» резонансные частоты колеса от рабочего диапазона частот вращения компрессора. Верификация значений собственных частот проводилась на подробной модели с числом узлов 1668071 и числом элементов 86661483. Как и в варианте прочностного ис- следования, расчеты были проведены для компрессорных колес ТК двух типоразмеров с диаметром 80 и 130 мм; в первом случае рабочая частота вращения ротора ТК, соответствующая предельной (разрушающей) окружной скорости вращения, достигала значения 2300 с-1, во втором - 1300 с -1. Данная проверка показала отсутствие отличий форм свободных колебаний расчетной и подробной моделей. Первые частоты и 4 формы свободных колебаний рабочих колес из традиционного материала показаны на рисунках 4-7. Качественные картины свободных колебаний рабочих колес из КМ оказались идентич- ными. Количественные результаты расчетов первых частот свободных колебаний рабочих колес, выполненных из традиционного и КМ, приведены в таблице 2. Здесь же приведены данные о числе узловых диаметров, характеризующих геометрическое место точек, перемещения которых равны нулю для частот свободных колебаний. По результатам проведенных расчетов установлено некоторое уменьшение значений частот свободных колебаний рабочих колес, изготовленных из КМ, однако стоит отметить, что даже самые «низшие» частоты имеют значения приблизительно в два раза больше максимальных значений частот вращения рабочего диапазона турбокомпрессора. В связи с тем, что частоты свободных колебаний рабочих колес из исследованного композиционного материала находятся вне диапазона рабочих частот вращения ротора ТК, применение этого материала вполне допустимо по условию исключения резонансных явлений. В целом результаты проведенного конечно-элементного анализа указывают на перспективность замены материалов с целью снижения момента инерции ротора ТК и повышения надежности его подшипникового узла. Заключение Применение КМ при производстве центробежных компрессорных колес целесообразно по причине их низкой плотности, что позволяет снижать массу и окружной момент инерции колеса до 40 %. Негативные последствия из-за значительного снижения жесткости рабочего колеса, выполненного из КМ, отсутствуют. Прочностной расчет показал, что при замене традиционного материала колес на КМ снижение запаса прочности не превышает 5-7 %. При этом для режима работы с максимальной рабочей окружной скоростью 550 м/с для всех колес данный показатель остается большим единицы. Окончательная проверка полученных результатов расчета будет проведена позднее в ходе опытной апробации. Графические схемы НДС, полученные при прочностном расчете, позволяют выявить характер распределения напряжений и относительных перемещений, а также наиболее напряженные локальные зоны в конструкции колес, и могут быть использованы в дальнейшем при конструкторской проработке компрессорных колес из анизотропного материала. Литература

About the authors

A. N Netrusov

Moscow Polytechnic University

Email: a.netrusov@mail.ru

V. M Fomin

Moscow Polytechnic University

Email: mixalichDM@mail.ru
DSc in Engineering

References

Supplementary files