docIdentyfikacja przyczyn uszkodzeń turbosprężarek silników
download 
Reklamacja Transkrypt
Identyfikacja przyczyn uszkodzeń turbosprężarek silników
POLITECHNIKA POZNAŃSKA W YDZIAŁ M ASZYN R OBOCZYCH I T RANSPORTU PRACA DOKTORSKA mgr inż. Maciej BIELIŃSKI IDENTYFIKACJA PRZYCZYN USZKODZEŃ TURBOSPRĘŻAREK SILNIKÓW SPALINOWYCH W ASPEKCIE ICH WSKAŹNIKÓW PRACY I EMISJI TOKSYCZNYCH SKŁADNIKÓW SPALIN Promotor: Prof. dr hab. inż. Marek IDZIOR Poznań 2016 -1- Spis treści Streszczenie...................................................................................................................... 3 Abstract ........................................................................................................................ 4 WYKAZ WAŻNIEJSZYCH SKRÓTÓW I OZNACZEŃ ......................................... 5 1. Wstęp ........................................................................................................................ 6 2. Analiza przyczyn najczęściej występujących uszkodzeń turbosprężarek .......... 9 3. 2.1. Istota doładowania turbosprężarkowego ................................................................... 9 2.2. Charakterystyka turbosprężarek samochodowych w aspekcie występujących uszkodzeń ............................................................................................................... 10 Analiza FMEA i metoda ETA .............................................................................. 34 3.1. Wprowadzenie......................................................................................................... 34 3.2. Ogólny opis analizy FMEA .................................................................................... 35 3.3. Ogólny opis metody ETA ....................................................................................... 37 3.4. Opis tabeli FMEA ................................................................................................... 39 3.5. Wybrane przykłady analizy FMEA oraz ETA w aspekcie wskaźników pracy turbosprężarki ......................................................................................................... 40 3.6. Uwagi do analizy FMEA oraz ETA w aspekcie emisji szkodliwych związków spalin....................................................................................................................... 51 4. Cele i tezy pracy ..................................................................................................... 53 5. Metodyka badań .................................................................................................... 57 6. 7. 8. 5.1. Analiza poziomu ufności wyników badań wstępnych ............................................ 57 5.2. Opis stanowiska badawczego i aparatury pomiarowej............................................ 58 5.3. Opis stanowiska badawczego i aparatury pomiarowej (badania drogowe)............. 69 5.4. Metoda badań stanowiskowych .............................................................................. 71 5.5. Metoda badań drogowych ....................................................................................... 79 Wyniki badań ......................................................................................................... 87 6.1. Wyniki badań stanowiskowych ............................................................................... 87 6.2. Wyniki badań drogowych ..................................................................................... 104 Propozycje nowych rozwiązań i możliwości poprawy istniejących barier ..... 116 7.1. Wprowadzenie....................................................................................................... 116 7.2. Propozycje rozwiązań ........................................................................................... 117 7.3. Modelowanie wykrywalności za pomocą zastosowanych rozwiązań z wykorzystaniem metody ETA .............................................................................. 117 Podsumowanie i wnioski ..................................................................................... 129 Literatura .................................................................................................................... 132 -2- Streszczenie Przedmiotem dysertacji jest identyfikacja czynników mających wpływ na nieprawidłową pracę turbosprężarki samochodowej, które w perspektywie dalszej eksploatacji prowadzą do uszkodzenia urządzenia. Dążeniem autora było wykonanie analizy umożliwiającej zwiększenie wykrywalności pojawiających się niesprawności prowadzących do pogorszenia warunków funkcjonowania maszyny. Działanie to wykonano m.in. przy użyciu narzędzi takich jak FMEA (ang. Failure Mode and Effect Analysis) oraz ETA (ang. Event Tree Analysis). Wprowadzenie w problematykę rozprawy zrealizowano na podstawie autorskiej analizy uszkodzeń turbosprężarek samochodowych – zaprezentowano i opisano ich elementy składowe na przykładzie uszkodzonych urządzeń. Pozwoliło to, przy wykorzystaniu metod FMEA i ETA, na szczegółową analizę i uporządkowanie przyczyn i skutków wad występujących w turbosprężarkach. Przeprowadzona analiza wraz z wykonanym rozpoznaniem literaturowym popartym wiedzą ekspercką pozwoliła na sformułowanie celu oraz tez pracy. Cel główny dotyczy ilościowego określenia wybranych parametrów związanych z pracą turbosprężarek samochodowych mających negatywny wpływ na ich eksploatację i emisję związków szkodliwych z silnika w rzeczywistych warunkach ruchu. Zadania te mają w rezultacie prowadzić do zaproponowania zmian konstrukcyjnych zmniejszających zarówno awaryjność urządzeń, jak i emisję związków szkodliwych. W tezach pracy stwierdzono, że możliwe jest precyzyjne ilościowe określenie wpływu wybranych parametrów związanych z pracą turbosprężarki samochodowej (np. zmniejszenia ciśnienia oleju smarującego) na jej parametry eksploatacyjne (np. prędkość obrotową wału) i emisję związków szkodliwych ze współpracującym z nią silnikiem. Weryfikację słuszności przyjętych tez zrealizowano przez wykonanie badań zarówno stanowiskowych, jak i badań prowadzonych w rzeczywistych warunkach ruchu. W badaniach stanowiskowych symulowano wybrane procesy, które uznano za zjawiska inicjujące uszkodzenia. Pomiary podzielono na pięć bloków, a każdy z nich związany był z konkretnym rodzajem uszkodzenia. Drugi typ badań dotyczył określenia wpływu parametrów pracy turbosprężarki na emisję związków szkodliwych spalin w wybranych zakresach pracy współpracującego z nią silnika. Obiektem badań było w tym przypadku mobilne stanowisko, wykorzystujące m.in. analizator spalin, zbudowane na pojeździe samochodowym poruszającym się w rzeczywistych warunkach ruchu. Analiza otrzymanych wyników badań poparta walidacją w postaci zastosowania metody ETA pozwoliła wykazać, że przy obecnym stanie wiedzy i rozwoju techniki, możliwe jest zastosowanie dodatkowych czujników monitorujących działanie turbosprężarki. Proponowane modyfikacje uznano za nieznaczne zmiany konstrukcyjne w istotny sposób zwiększające trwałość urządzenia, przy jednoczesnym zmniejszaniu emisji związków szkodliwych emitowanych przez silnik spalinowy. Podsumowanie pracy stanowią wytyczne dotyczące proponowanych zmian. Z uwagi na niewyczerpanie podjętego zagadnienia przedstawiono ponadto kierunki dalszych prac. -3- Abstract The subject of the paper is the identification of factors behind the incorrect operation of a car turbocharger that, in longer perspective, lead to the damage of the device. The author aims at performing an analysis allowing to increase the detectability of emerging malfunctions that lead to deterioration of operating conditions of the device. For this task tools such as FMEA (Failure Mode and Effect Analysis) and ETA (Event Tree Analysis) were used, among else. The introduction into the problems considered in the paper was done on the basis of the author's analysis of damage to car turbochargers - their components were presented and described on the basis of examples of damaged devices. With the employment of FMEA and ETA methods this allowed a detailed analysis and sorting out of causes and effects of defects in turbochargers. The analysis and the examination of references, supported with expert knowledge, allowed to formulated the paper's goal and theses. The main goal is related to the quantitative determination of selected parameters connected to the operation of car turbochargers that have negative impact on their operation and on the emission of harmful substances by the engine in real traffic conditions. Ultimately, these tasks are to lead to proposing design changes that would reduce both the failure rate of the devices and the emission of harmful substances. The paper's theses claim that it is possible to determine, quantitatively and with high precision, the impact of selected parameters related to the operation of a car turbocharger (e.g. the reduction of pressure of the lubricating oil) on its operating parameters (e.g. the shaft's rotational speed) and the emission of harmful substances with the coupled engine. The verification of the merit of the assumed theses was done by conducting examinations both on test beds and in real traffic conditions. The test bed examinations simulated selected processes deemed to initiate damage. The measurements were divided into five blocks, with each block related to a specific type of damage. The second type of examinations was aimed at determining the impact of operating parameters of the turbocharger on the emission of harmful substances in specific ranges of operation of a coupled engine. In this case the examinations were done on a mobile test bed with, among others, a device for analyzing exhaust fumes, installed on a vehicle driving in real traffic conditions. The analysis of the obtained results, supported with validation by means of ETA, allowed to prove that, given the current state of knowledge and advancements in technology, it is possible to apply additional sensors for monitoring the operation of a turbocharger. The proposed modifications were considered to be minor design changes that significantly increase the reliability of the device and, at the same time, reduce the emission of harmful substances by the combustion engine. The paper concludes with guidelines referring to the proposed changes. As the subject remains unexhausted, directions for further works were presented as well. -4- WYKAZ WAŻNIEJSZYCH SKRÓTÓW I OZNACZEŃ Oznaczenia i symbole CO CO2 dm3 ETA FMEA HC S TS MPa ms n NOx Ne N·m obr/min P PM PC µm nm K kW KS J R SSp SZS λ VAG Vss W Z ZI ZS tlenek węgla dwutlenek węgla decymetr sześcienny analiza metodą drzewa zdarzeń (ang. Event Tree Analysis) analiza przyczyn i skutków wad (ang. Failure Mode and Effects Analysis) węglowodór sprężarka temperatura, turbina turbosprężarka megapaskal milisekunda, tlenki azotu prędkość obrotowa wału korbowego silnika tlenki azotu moc użyteczna silnika niutonometr obroty na minutę ciśnienie cząstki stałe (ang. Particulate Matter) pojazd samochodowy przeznaczony do przewozu osób (ang. Pasanger Car) mikrometr nanometr Kelwin kilowat komora spalania dżul częstotliwość, ryzyko silnik spalinowy szkodliwe związki spalin współczynnik nadmiaru powietrza narzędzie diagnostyczne do samochodów z grupy VAG (VW, Audi, Skoda) objętość skokowa wykrywalność znaczenie silnik o zapłonie iskrowym silnik o zapłonie samoczynnym -5- 1. Wstęp Tendencje rozwojowe silników spalinowych są silnie uzależnione od wymagań norm emisji szkodliwych substancji spalin. Współczesny transport samochodowy stanowi znaczące źródło globalnej emisji szkodliwych składników spalin, dlatego też w ostatnich latach w obszarze konstrukcji silników tłokowych obserwuje się zmiany będące odpowiedzią na wymagania legislacyjne dotyczące ochrony środowiska naturalnego. Wprowadzanie coraz bardziej rygorystycznych norm emisyjnych spalin stanowi duże wyzwanie dla inżynierów z przemysłu motoryzacyjnego. Podejmowane w tym aspekcie zagadnienia wiążą się z szeroko pojętymi pracami dotyczącymi optymalizacji przebiegu procesu spalania, prowadzącego do maksymalizowania użycia energii zawartej w paliwie, przy jednoczesnym ograniczeniu ilości gazów spalinowych emitowanych przez silnik [59]. Jednym ze sposobów realizacji tak nakreślonego celu, jest możliwość zastosowania w silniku spalinowym układu doładowania. Podstawowym elementem układu jest turbosprężarka, będąca maszyną przepływową, w której wirnik turbiny i sprężarki zamontowany jest na wspólnym wale. Zastosowanie na szeroką skalę układów doładowania we współczesnych silnikach spalinowych sprawia, że coraz większą uwagę skupia się na optymalizowaniu pracy turbosprężarek samochodowych. Badania rozwojowe prowadzone w tym aspekcie w dużej mierze wykorzystują wibroakustykę jako dziedzinę wiedzy zajmującą się procesami drganiowymi i akustycznymi – tj. procesami zachodzącymi w turbosprężarkach. Przykładem są prace [22], [73]. Autorzy pracy [3] wykorzystali analizę drganiową, jako narzędzie diagnostyczne pozwalające ocenić stan techniczny urządzenia. Podobne zastosowanie znalazła wibroakustyka w badaniach prowadzonych przez Gunthera i Jeng Chena [27, 2] – w tym przypadku skupiono się na analizie dynamicznej wałka turbosprężarki, w szczególny sposób uwzględniając jego współpracę z łożyskami osiowymi. Z kolei autorzy pracy [9] i [52] zwracają szczególną uwagę na popularyzowanie zastosowania systemów doładowania we współczesnych silnikach. Takie podejście często prowadzi do konieczności uwzględnienia pracy turbosprężarek, tak by mogły one spełniać normy dotyczące emisji hałasu – w artykule omawiane są nowe technologie pozwalające na badanie ww. problematyki. W pracach naukowo-rozwojowych dotyczących turbosprężarek, poza wibroakustyką, wykorzystuje się narzędzia opierające się na mechanice płynów. W tym zakresie prowadzone były badania opisane w artykule [11]. Autorzy pracy zaproponowali trójwymiarowy model CFD (ang. Computational Fluid Dynamics) pozwalający na obliczanie strat wynikających z tarcia, występujących w obszarze łożysk turbosprężarek samochodowych. Narzędzia bazujące na CFD wykorzystywane są również do modelowania turbulentnego przepływu płynów (powietrze, spaliny) przez kanały turbosprężarek. Przykładem badań realizowanych w tym zakresie są prace [1], [11]. Mimo dużej popularności układów doładowania, stwierdzić należy, że turbosprężarki są stosunkowo prostymi urządzeniami, których konstrukcja nie zmieniła się znacząco na przestrzeni ostatnich lat. Jest to podzespół wciąż cechujący się małą -6- trwałością, którego awaryjność zwiększa się znacząco przy niestosowaniu się do zaleceń eksploatacyjnych przewidzianych przez producenta [6]. Świadczą o tym badania opisane w pracy [22]. Z przeprowadzonych analiz wynika, że pomimo postępu technologicznego, poziom uszkodzeń silników tłokowych w ostatnich latach nie uległ poprawie. Silniki są wyposażone w wiele podzespołów zaawansowanych technicznie, co m.in. powoduje, że są to konstrukcje nietrwałe, podatne na czynniki zewnętrzne [84]. Autor pracy wykazał, że znacząco pogorszył się wskaźnik liczby uszkodzeń silników spowodowanych awarią układu doładowania (rys. 1.1). Należy jednak pamiętać, że tak niekorzystna zmiana jest również związana z tym, że w okresie od 2007 do 2011 roku liczba pojazdów wyposażonych w turbosprężarki wzrosła kilkukrotnie [40]. Rys. 1.1. Struktura uszkodzeń silnika – rezultaty badań prowadzonych w latach 2000-2006 i 2007-2011 [na podstawie 22] Mała niezawodność turbosprężarek samochodowych nie pozostaje bez znaczenia na emisję związków szkodliwych z silników spalinowych – znaczna cześć rodzajów uszkodzeń tych podzespołów ma na nią niekorzystny wpływ. Literatura przedmiotu wiążąca działanie turbosprężarek z emisją związków szkodliwych jest wciąż znikoma. Zagadnienie podjęto m.in. w pracach [73], [74]. Brak jest natomiast prac naukowych w sposób bezpośredni wiążących możliwości wystąpienia różnego rodzaju uszkodzeń turbosprężarek z emisją związków szkodliwych. Dodatkowo zaznaczyć należy, że systemy pokładowe (OBD), których celem jest samodiagnozowanie ukierunkowane m.in. na ochronę środowiska – nie są wystarczające. Istnieje więc w tym obszarze pewna luka, która na drodze badań systemowych wiązałaby niezawodność turbosprężarek samochodowych z emisją związków szkodliwych z silników nimi -7- współpracujących. Autor w niniejszej rozprawie doktorskiej chce zwrócić uwagę na systemowe podejście do tak postawionego zagadnienia dotyczącego identyfikacji przyczyn i uszkodzeń turbosprężarek. W myśl tej zasady turbosprężarka samochodowa oraz współpracujący z nią silnik muszą być traktowane w sposób nierozłączny, co wynika z powiązania ich wspólnymi węzłami energetycznymi. Według autora pracy analizowanie turbosprężarki oraz silnika niezależnie, nie przyniesie zamierzonych rezultatów, w podejmowanym aspekcie dotyczącym emisji związków szkodliwych. Istotne jest zatem dokładne przeanalizowanie uszkodzeń turbosprężarek wraz ze szczegółową oceną przyczyn ich powstawania oraz skutkami jakie wywołują w odniesieniu do silnika spalinowego i emisji związków szkodliwych. -8- 2. Analiza przyczyn najczęściej występujących uszkodzeń turbosprężarek 2.1. Istota doładowania turbosprężarkowego Istota doładowania, zasada działania oraz budowa turbosprężarki są powszechnie znane i zostały już opisane w wielu publikacjach. W bieżącym rozdziale zdecydowano się scharakteryzować w zarysie poszczególne podzespoły układu doładowania w aspekcie ich uszkodzeń. Opisano jakie spełniają funkcje, scharakteryzowano budowę oraz materiały, z których się je wytwarza. Rozdział nie jest opisem teoretycznym, zaczerpniętym z literatury. Powstał w oparciu o badania własne autora na podstawie wykonanej systematyki uszkodzeń turbosprężarek samochodowych. Istota doładowania polega na dostarczeniu do cylindrów świeżego ładunku o zwiększonej gęstości, co umożliwia doprowadzenie większej masy paliwa (nie zmieniając współczynnika nadmiaru powietrza λ). Celem doładowania jest zwiększenie mocy jednostkowej i zwiększenie sprawności, przy jednoczesnym zmniejszeniu emisji jednostkowej składników szkodliwych spalin [60]. Zwiększenie gęstości ładunku uzyskuje się poprzez zastosowanie urządzenia zewnętrznego (sprężarki), bądź wykorzystując właściwości dynamiczne samego silnika. Na rysunku 2.1 przedstawiono ogólny podział doładowania ze względu na rodzaj urządzenia sprężającego [86]. Podejmowane w pracy zagadnienie dotyczy turbodoładowania. Rys.2.1. Ogólny podział systemów doładowania silników spalinowych ze względu na rodzaj urządzenia sprężającego Na potrzeby rozprawy założono, że wszystkie turbosprężarki (autor w dalszej części pracy będzie używał zamiennie słów urządzenie lub za pomocą akronimu – TS) ze względu na zbliżona liczbę elementów i ten sam charakter pracy traktowane będą jednakowo. Zmiany konstrukcyjne polegają najczęściej na dyferencjacji wymiarów lub stosowaniu różnych sposobów zespolenia z silnikiem. Niewielka liczba turbosprężarek posiada dwa mniejsze (zamiast jednego) łożyska promieniowe. Istotne znaczenie może mieć zastosowanie urządzeń do silników o zapłonie iskrowym i samoczynnym ze -9- względu na różnicę temperatury spalania wynikającą z zastosowania alternatywnego paliwa, co wyjaśnione zostanie w dalszej części rozdziału [83]. 2.2. Charakterystyka turbosprężarek występujących uszkodzeń samochodowych w aspekcie Obecnie, w produkcji masowej, turbosprężarki budowane są z trzech podstawowych elementów stałych oraz jednego zespołu elementów ruchomych. Do części stałych zalicza się obudowę sprężarki, obudowę turbiny oraz korpus środkowy wraz z osadzonymi w nim łożyskami osiowymi i promieniowymi). Do elementów ruchomych należą wirniki sprężarki oraz turbiny, które osadzone są na wspólnym wale (rys. 2.2) [48]. W niniejszym rozdziale scharakteryzowano elementy turbosprężarek ze szczególnym uwzględnieniem uszkodzeń w nich występujących. Rys. 2.2. Przekrój typowej turbosprężarki z zaznaczonymi elementami [35] Rozwiązanie to ze względów eksploatacyjnych charakteryzuje się wieloma zaletami, m.in. posiada niewielkie wymiary, dużą wydajność, małą liczbą elementów ruchomych. W porównaniu do urządzeń tłokowych nie posiada części pracujących ruchem posuwisto-zwrotnym, zatem nie występują tu siły masowe pierwszego i drugiego rzędu. Obudowa sprężarki Obudowa sprężarki współpracująca z wirnikiem sprężarki jest spiralnym kanałem dolotowym (dyfuzorem), w którym sprężane jest powietrze wykorzystywane następnie w procesie doładowania (rys. 2.3). -10- Rys. 2.3. Widok modelu obudowy sprężarki Obecnie większość obudów odlewa się ze stopów aluminium lub magnezu. Materiał ten charakteryzuje się niską masą właściwą (aluminium: 2,7 g/cm3, magnez: 1,7 g/cm3) dobrą przewodnością cieplną oraz łatwą obrabialnością – stosowanie go na elementy tego typu jest uzasadnione. Ze względu na swoje właściwości oraz stosunkowo bogate występowanie w przyrodzie jest powszechnie stosowany w przemyśle lotniczym i transporcie. Za wadę można uznać fakt, że aluminium ma niską twardość (15 – 30 HB), co wpływa na małą stabilność osadzonych w obudowie tylnej sprężarki trzpieni łożysk (rys. 2.4). Uszkodzenia związane z uszkodzeniem gniazd łożyskowych zaprezentowano na rysunku 2.5. Rys. 2.4. Widok modelu tylnej części obudowy sprężarki -11- Rys. 2.5. Widok uszkodzeń gniazd łożyskowych obudowy sprężarki W praktyce, pojawienie się niesprawności podzespołu (np. utraty wyrównoważenia wału) powoduje uszkadzanie gniazda łożyskowych, uniemożliwiając dalszą, prawidłową pracę. Następstwem wybicia gniazd oraz utraty sztywności wału jest cierna współpraca wirnika sprężarki z obudową w wyniku czego dochodzi do uszkodzeń łopatek oraz wewnętrznej części obudowy sprężarki. Uszkodzenie to wiążę się z utratą szczelności w połączeniu obudowa – wirnik (rys. 2.6). Rys. 2.6. Widok wytarcia obudowy sprężarki w konsekwencji wybicia gniazd łożyskowych wału Skrajnymi następstwami uszkodzenia elementów wirujących może być uszkodzenie kanału środkowego obudowy w wyniku bezwładności wyrzuconych przez siłę odśrodkową rozerwanych elementów wirnika sprężarki (rys. 2.7). -12- Rys. 2.7. Widok uszkodzenia obudowy sprężarki w wyniku uszkodzenia mechanicznego Obudowa turbiny Obudowa turbiny współpracująca z wirnikiem turbiny jest spiralnym kanałem wylotowym (konfuzorem), w którym dochodzi do konwersji energii cieplnej na ruch obrotowy wału turbosprężarki (rys. 2.8). Urządzenia wyposażone w zmienną geometrię kierownicy spalin (VTG) posiadają w swej obudowie odpowiednio wyprofilowaną przestrzeń do montażu pierścienia wyposażonego w ruchome łopatki. Mechanizm ten montowany jest na płycie w kształcie tarczy, która połączona jest z korpusem środkowym. Materiały stosowane do produkcji tych elementów dobierane są na podstawie rzeczywistych temperatur gazów wylotowych. Dla wartości do 750oC (większość silników o zapłonie samoczynnym) wykorzystuje się materiał o nazwie niresist. Zawiera on m.in. 11–16% Ni, 2,5% Si, do 2% Mn, do 4% Cr i do 8% Cu. Materiał ten charakteryzuje się wysoką żaroodpornością, odpornością na ścieranie i korozję. Dla wyższych temperatur tj. ok. 850oC najczęściej stosuje się GGGNiCr 202 (D2). Dla najwyższych temperatur rzędu 1000oC (silniki o zapłonie iskrowym), stosuje się GGG-NiCr 35 5 2 (D5) [25], [14]. Rys. 2.8. Widok modelu obudowy turbiny -13- Obudowa turbiny pracując w zakresie temperatur rzędu 1000oC (silnik o ZI), musi być wytrzymała na zmianę kształtu, tj. posiadać mały współczynnik rozciągania i ściskania. Żeliwa stosowane do produkcji tych elementów charakteryzują się wytrzymałością na rozciąganie rzędu 300 MPa. Wytrzymałość na ściskanie jest około 4 krotnie większa niż na rozciąganie, a wydłużenie nie przekracza 1%. Najczęstsze problemy uszkodzeń eksploatacyjnych obudów turbin (np. w postaci pęknięć) spowodowane są zwiększeniem naprężeń wywołanych dużym gradientem temperatury. Istota pękania tkwi w różnicy w składzie chemicznym żeliwa między dwoma obszarami, które prowadzą do lokalnych zmian w zachowaniu skurczu termicznego [13]. Przypadki te są szczególnie częste w pojazdach wyposażonych w turbodoładowane silnik spalinowe, gdzie turbosprężarka umieszczona jest w miejscu narażonym na czynniki atmosferyczne (rys. 2.9). Fotografie przedstawiają obudowę turbiny ze sterowaniem zaworem upustowym pochodzącą od pojazdu marki VW Golf IV generacji wyposażonego w turbodoładowany silnik o zapłonie iskrowym o pojemności 1,8 dm3 (turbosprężarka firmy KKK mocowana do kolektora wylotowego). Rys. 2.9. Widok uszkodzeń obudowy turbiny (czerwonymi strzałkami zaznaczono przełomy i pęknięcia materiału) Niektóre konstrukcje obudów zespolone są z kolektorem wylotowym tworząc monolit. Istota tego zabiegu ma na celu poprawę sprawności turbiny poprzez maksymalne ograniczenie odległości między komorą spalania, a wirnikiem. Zmniejszanie długości tego kanału pozwala wprowadzać spaliny na wirnik turbiny z ograniczeniem strat entalpii. Wadą tego rozwiązania jest w wielu przypadkach (mimo zastosowania dobrego materiału) podatność na odkształcenia. Na rysunku 2.10. przedstawiono turbosprężarkę firmy Garrett po wykonanej naprawie odkształconego kolektora zespolonego z obudową. Czerwonymi strzałkami zaznaczono powierzchnie splanowane, zielone zaś wskazują powierzchnie, które zostały lekko zabielone (dla uzyskania płaszczyzny). Tego typu niesprawność powoduje nieszczelności mające wpływ na utratę ciepła i ciśnienia strumienia gorących gazów wylotowych, co charakteryzuje się występowaniem zwiększonej emisji hałasu [78]. -14- Rys. 2.10. Widok turbosprężarki z zespolonym kolektorem wylotowym Warto wspomnieć o innych wymaganiach wytrzymałościowych. Mianowicie, jeśli doszłoby do zerwania wirnika turbiny, odłamki nie mogą przebić obudowy. Dla zapewnienia tego warunku przeprowadza się testy wytrzymałościowe, w tzw. próbie zamknięcia. Wirnik przyspieszany jest do chwili rozerwania, a następnie wszystkie elementy zostają zebrane. Wymaga się, aby prędkość wirnika w chwili rozerwania była co najmniej 50% większa od maksymalnej dopuszczalnej prędkości roboczej założonej przez konstruktora. W związku z tym nie ma możliwości, aby podczas eksploatacji doszło do uszkodzenia obudowy [43]. Niemniej jednak, uszkodzenia tego elementu o charakterze mechanicznym mogą wystąpić w nietypowych sytuacjach (nieprawidłowy demontaż, uszkodzenie podczas kolizji drogowych) – rysunek 2.11. Rys. 2.11. Widok uszkodzonej obudowy turbiny podczas nieprawidłowego demontażu – uszkodzenie mechaniczne -15- Korpus środkowy Korpus środkowy (rys. 2.12) ogranicza stopnie swobody wału (stanowi obudowę), posiada wytoczone gniazda łożysk oraz doprowadza olej odpowiedzialny za smarowanie i chłodzenie. W korpusie wykonane są rowki pierścieniowe, które stanowią część uszczelnienia w kierunku sprężarki i turbiny. Rys. 2.12. Widok korpusu środkowego (po stronie lewej model, po prawej element rzeczywisty) Ze względu na małą odległość pomiędzy łożyskami, a gorącą częścią obudowy turbiny ciepło intensywnie przenika na łożysko. Przenikanie to potęgowane jest za pośrednictwem wirnika, który stanowi monolit z wałem. W zależności od stopnia narażenia na wpływ wysokich temperatur istnieje kilka wariantów rozwiązań umożliwiających minimalizację tego problemu. Dzięki odpowiedniej konstrukcji korpusu blok łożyskowy umiejscowiony blisko turbiny musi być izolowany termicznie poprzez zwiększenie długości przewodzenia ciepła. Dalszą poprawę osiąga się przez zastosowanie osłony termicznej umieszczonej w tylnej części wirnika turbiny, która w dużym stopniu zapobiega bezpośredniemu kontaktowi pomiędzy gorącymi gazami spalinowymi i korpusem (rys. 2.12). Ponadto, doprowadzany chłodzący strumień oleju zmniejsza dopływ ciepła przez wał do łożysk. Rys. 2.13. Przekrój korpusu środkowego, wału i wirników -16- Z eksploatacyjnego punktu widzenia, duże temperatury mają niekorzystny wpływ na przepływający olej, który narażony jest na procesy takie jak koksowanie, wytrącane osadów, laków. Zjawisko to jest (szczególnie intensywne przy braku przepływu), co może powodować zmniejszenie średnicy kanałów (rys. 2.14) utrudniając przepływ oleju oraz umożliwiając dystrybucję odrywających się twardych drobin węgla przedostających się w przestrzeń współpracy łożysk (rys. 2.15) [71]. Rys. 2.14. Przekrój korpusu środkowego z zaznaczonymi kanałami olejowymi Rys. 2.15. Widok nalotu olejowego na łożysko poprzeczne (opis łożyska w dalszej części rozdziału) Aby zmniejszyć skalę występowania tego zjawiska należy stosować olej o odpowiednich parametrach jakościowych. Przykładowe wartości wpływu temperatury na lepkość i gęstość oleju stosowanego do smarowania silników wyposażonych w turbosprężarkę przedstawiono w tabeli 2.1 [19]. Tabela 2.1. Przykładowe wartości wpływu temperatury na lepkość i gęstość oleju Skala lepkości oleju SAE 5W-20 5W-30 5W-40 Gęstość w 15 °C, [kg/m³] 0,851 0,855 0,855 10,32 13,05 90 °C 17,79 Lepkość, [cSt] 4,83 5,91 130 °C 8,06 3,61 4,37 150 °C 5,93 Współczynnik lepkości 150 150 175 Wraz ze zwiększaniem temperatury, lepkość się zmniejsza, a właściwości myjące oleju zwiększają się [57]. Jako, że olej po przepłynięciu przez łożyska grawitacyjnie spływa do misy olejowej, istotne jest zachowanie prawidłowego poziomu oleju w silniku oraz sprawne działanie systemu odpowietrzenia skrzyni korbowej. Pojawienie -17- się przeciwciśnienia utrudniającego ujście oleju z korpusu w skrajnych przypadkach może uniemożliwić przepływ. Przykład całkowitego zaczopowania otworu odprowadzającego olej pokazano na rys. 2.16. Rys. 2.16. Widok całkowicie zaczopowanego otworu odprowadzającego olej z korpusu środkowego Utrata drożności, lub zmniejszenie średnicy kanału odprowadzającego olej ogranicza wymianę ciepła z łożysk. Taki stan może prowadzić do uszkodzenia układu smarowania i/lub tarcia materiału oraz zwiększonego zużycia łożysk, przez co może dojść do wycieku oleju w kierunku wirników [80]. Uszkodzenia związane z nieprawidłowo wykonaną naprawą/wymianą związane są najczęściej z zastosowaniem uszczelnienia króćca odprowadzającego olej (z korpusu do miski olejowej) przy wykorzystaniu mas silikonowych (rys. 2.17 a). Nadmiar uszczelniacza po dokręceniu rury zostaje wyciśnięty do wnętrza kanału utrudniając przepływ oleju. W rozwiązaniach z zastosowaniem sita w śrubie (rys. 2.17 b), nawisy po oderwaniu się od krawędzi mogą całkowicie zablokować ujście oleju. a) b) Rys. 2.17. Zmiana przekroju kanału odprowadzającego olej z korpusu środkowego po nieprawidłowo wykonanej naprawie (po lewej stronie). Widok śruby z sitem (po prawej stronie) Elementy układu chłodzenia W przypadku silników o zapłonie iskrowym, gdzie temperatura spalania jest o 200 – 300oC większa niż w przypadku silników o zapłonie samoczynnym, niektóre korpusy (rys. 2.18 a) lub korpusy i obudowy (rys. 2.18 b) turbosprężarek wyposażane są w zintegrowany z silnikiem system chłodzenia. -18- a) b) Rys. 2.18. Widok modelu turbosprężarki w przekroju: a) z chłodzonym korpusem środkowym, b) z chłodzonymi obudowami turbiny i sprężarki (A – wlot spalin, B – wylot spalin, D – wlot powietrza, C – wylot powietrza, E – ciecz chłodząca, 1 – wirnik turbiny, 2 – wirnik kompresora,3 – strumień ciśnień, 4 – zredukowany przepływ objętościowy) [37] W przypadku wystąpienia problemów ze zwiększoną akumulacją ciepła (np. przy zatrzymaniu silnika bezpośrednio po pracy z dużym obciążeniem) pompa wody musi być dodatkowo sterowana tak, by umożliwić wydajne chłodzenie korpusu oraz łożysk. Szczególnym przypadkiem (negatywnym w aspekcie trwałościowym) jest stosowanie koca termicznego (rys. 2.19) dla poprawy parametrów czynnika zasilającego turbinę – spalin pochodzących z silnika. Rys. 2.19. Widok obudowy turbiny z zastosowanym kocem termicznym [38] Gazy spalinowe, podczas pracy z maksymalnym obciążeniem, rozgrzewają obudowę do temperatury ok. 900oC. Ze specyfikacji materiału wynika, że posiada zdolność do odizolowania obudowy w taki sposób, że temperatura powierzchni zewnętrznej koca nagrzewa się do ok. 50oC, zatem korpus turbosprężarki (w którym po wyłączeniu silnika pozostaje gorący olej) pełni dużą rolę w przejmowaniu i oddawaniu ciepła. -19- System łożyskowania Turbosprężarka posiada złożony system łożyskowania. Wirnik łożyskowany jest ślizgowo: osiowo i promieniowo (rys. 2.20). Rys. 2.10. Fragment wału turbosprężarki z łożyskami, a) widok aksonometryczny, b) rzut, c) przekrój, 1 – wał, 2 – tuleja łożyska promieniowego, trzpień łożyska osiowego, tarcza łożyska osiowego 5 – trzpień wału z rowkiem pierścieniowym Łożyska promieniowe najczęściej występują w formie tulei lub tulejek wykonanych ze stopu miedzi (rys. 2.21). Rys. 2.21. Widok nowych łożysk promieniowych Tuleja łożyska w korpusie środkowym może być osadzona na stałe lub pływająco. Uszkodzenie łożyska promieniowego pokazano na rysunku 2.22. Na rysunku a) widać ślady mikroprzemieszczeń tulei względem korpusu. Na rysunku b) czerwoną strzałką zaznaczono skutek braku smarowania – zwiększone tarcie spowodowało uślizg trzpienia ustalającego, w wyniku czego tuleja obróciła się wokół własnej osi. Twardy trzpień odcisnął ślad na krawędzi łożyska. Łożysko promieniowe, najczęściej, składa się z dwóch części: płytki wykonanej ze stopu miedzi osadzonej na stałe w korpusie oraz z ruchomego talerzyka ze stali stopowej (rys. 2.23). Łożysko poprzeczne przenosi siły osiowe z promieniowych wirników turbiny i sprężarki, pochodzące od rozprężanych gazów spalinowych oraz od sprężanego powietrza. Czynnikiem smarującym łożyska turbosprężarki jest olej pochodzący z magistrali silnika. Czynnik smarujący doprowadzany jest do łożysk wąskim kanałem zaznaczonym czerwoną na rysunku 2.23. -20- a) b) Rys. 2.22. Widok uszkodzonego łożyska promieniowego a) powierzchnia zewnętrzna tulei, b) powierzchnia czołowa (czerwone strzałki wskazują zniszczone powierzchnie) Rys. 2.23. Widok tarczy łożyska promieniowego z zaznaczonym (czerwoną strzałką) kanałem olejowym oraz talerzyk ze stali stopowej Zaburzenie parametrów jakościowych lub ilościowych oleju (temperatury, ciśnienia, poziomu w misie lub jakości płynu) może być przyczyną uszkodzenia łożysk (rys. 2.24), czopów łożyskowych, wału (rys. 2.25, 2.26), co w następstwie prowadzić może do dalszych uszkodzeń. Rys. 2.24. Uszkodzone łożysko osiowe; a) tarcza łożyska, b) talerzyk łożyska -21- Rys. 2.25. Uszkodzona powierzchnia wału. Czerwona strzałka wskazuje miejsca głębokiego bruzdowania przez twardy element (lub elementy) ciała obcego Rys. 2.26. Uszkodzona powierzchnia wału. Czerwone strzałki wskazują miejsca utraty filmu olejowego. Pozostawione ślady po tarciu polerującym Na rys. 2.27 pokazano skutki przegrzania wału w miejscach współpracy z łożyskami. Rys. 2.27. Fragment wału turbosprężarki ze śladami przegrzania -22- Rozwiązanie to jest korzystne ze względów hydraulicznych (dla zachowania odpowiedniego ciśnienia wynoszącego około 2 bar). Zaleta ta może być jednocześnie wadą eksploatacyjną, ponieważ przepływający przez wąskie kanały olej narażony jest na działanie wysokich temperatur. System uszczelnień Połączenie wał – korpus uszczelnione jest za pomocą rozprężnego pierścienia (lub kilku pierścieni) po stronie turbiny oraz za pomocą uszczelki po stronie sprężarki (rys. 2.28). Pierścienie nie obracają się, lecz są sztywno osadzone w rowku korpusu i w ten sposób tworzą rodzaj bezstykowego uszczelnienia labiryntowego. Takie rozwiązanie umożliwia zabezpieczenie przed stratami oleju oraz przed przedostawaniem się gazów spalinowych do korpusu turbosprężarki. Rys. 2.28. Przekrój fragmentu obudowy turbiny, wału oraz wirnika z zaznaczonymi pierścieniami uszczelniającymi Dla wszystkich układów uszczelniających istnieją testy funkcjonalne. W przypadku badania pierścienia uszczelniającego po stronie sprężarki ciśnienie na wlocie do sprężarki obniża się do wartości, która mogłaby wystąpić w przypadku zanieczyszczonego filtra powietrza. Aby sprawdzić uszczelnienie po stronie turbiny, podwyższa się ciśnienie w skrzyni korbowej. W obu przypadkach olej nie powinien przedostawać się na wirniki [8]. Na rysunku 2.29 a) pokazano uszkodzony rowek pierścieniowy uszczelnienia wału po stronie turbiny. Na rysunku 2.29 b) pokazano nowy pierścień na nowym wale. a) b) Rys. 2.29. Widok rzeczywisty czopu wału turbiny z uszkodzonym rowkiem pierścieniowym (po lewej stronie), nowy (po prawej stronie) -23- W warunkach eksploatacyjnych powszechnie znane jest zjawisko przedostawania się niewielkiej ilości oleju smarującego do układu dolotowego i komory spalania. Jest to zjawisko niepożądane, jednak brak jest narzędzi i procedur weryfikujących wpływ przecieków na emisję szkodliwych związków spalin i prawidłową pracę silnika. Systemy diagnozujące pracę silnika nie monitorują parametrów pracy turbosprężarki. Brak jest urządzeń i algorytmów sprawdzających prawidłowe działanie układu doładowania. Układ turbodoładowania w sprzężeniu z silnikiem (nazywany w dalszej części pracy jako system) nie jest wyposażony w żadne czujniki. Wirniki W systemach turbodoładowania stosowanych najczęściej w pojazdach samochodowych wykorzystuje się osiowo-promieniowe (promieniowo-osiowe) koła wirnikowe sprężarek i turbin. Widok przykładowych wirników połączonych wałem pokazano na rysunku 2.30. Rys. 2.30. Widok wirników sprężarki i turbiny połączonych wspólnym wałem Jak napisano wyżej, temperatura pracy wirnika turbiny oscyluje w granicach 850 – 1000oC. Przekroczenie dopuszczalnej temperatury może powodować topienie końcówek łopatek (rys. 2.31). Rys. 2.31. Widok uszkodzonego wirnika turbiny z zaznaczonymi fragmentami uszkodzonych łopatek -24- Wirniki turbin wykonane są w formie otwartej i najczęściej połączone są na stałe z wałkiem wirnika metodą zgrzewania tarciowego. Materiałami na wirniki turbin są najczęściej wysokostopowe stale żarowytrzymałe, stopy niklu, kadmu, tytanu i inne (np. G-NiCr13MoAl – Inconel 713/LC). Napływ i wypływ spalin z wirnika turbiny ograniczony jest żeliwnym korpusem opisanym w niniejszym rozdziale. Pomimo dużej wytrzymałości mechanicznej wirników, fragmenty ciał obcych pochodzących najczęściej z komory spalania lub układu rozrządu (np. krawędzie zaworów) są narażone na uszkodzenia (rys. 2.32). Rys. 2.32. Widok (od czoła) uszkodzonego wirnika sprężarki. Czerwonymi strzałkami zaznaczono elementy, które miały bezpośredni kontakt z ciałem obcym Ze względu na budowę turbosprężarki, istotnym parametrem dla uzyskania wysokiej sprawności jest zachowanie odpowiedniej szczelności pomiędzy wirnikami, a obudowami (rys. 2.33). Konieczność zachowania niewielkiej odległości, oznaczonej kolorem czerwonym na rysunku 2.33 a), wiąże się z niebezpieczeństwem uszkodzenia obudowy przy wystąpieniu niewielkich luzów promieniowych zespołu wał – wirniki, co w eksploatacji jest zjawiskiem występującym bardzo często. Na rysunku 2.33 b) przedstawiono wirnik z uszkodzonymi krawędziami łopatek przez kontakt z obudową. Wirniki sprężarek również zbudowane są bez tarczy nakrywającej i wykonane są jako oddzielny element (najczęściej ze stopu aluminium), a napływ i wypływ powietrza z wirnika sprężarki ograniczony jest spiralnym korpusem opisanym wyżej. Łopatki sprężarki narażone są na uszkodzenia przez przedostające się przez filtr powietrza ciała obce. Uszkodzony wirnik sprężarki ze śladami kontaktu z niewielkich rozmiarów ciałem obcym przedstawiono na rysunku 2.34. Końcówki łopatek zostały trwale zniekształcone na całym obwodzie. -25- a) b) Rys. 2.33. Wirnik z wałem turbosprężarki a) fragment przekroju obudowy turbiny i wirnik turbiny z zaznaczonym miejscem współpracy tych elementów, b) – widok uszkodzonych łopatek turbiny w wyniku kontaktu z obudową turbiny Rys. 2.34. Widok uszkodzonego wirnika sprężarki z uszkodzonymi łopatkami Układy regulacji Regulacja mocy turbiny może odbywać się m.in. poprzez zastosowanie zaworu upustowego, zmianę kąta napływu spalin na łopatki oraz zmianę pulsacji strumienia spalin, a także zmianę czynnej powierzchni łopatek. Rozwiązania te stosowane są zamiennie w zależności od potrzeb projektowych i oczekiwań, choć tendencja ukierunkowana jest na bardziej skomplikowaną, ale umożliwiającą regulację w szerszym zakresie (regulacja ze zmienną geometrią kierownicy spalin). W układzie tym (w odróżnieniu od turbiny z zaworem upustowym) cały wydatek spalin wytwarzanych przez silnik kierowany jest na łopatki turbiny, napędzając wał. Ciśnienie doładowania regulowane jest poprzez zmianę prędkości przepływu spalin napływających na łopatki turbiny. Służy do tego dodatkowy element zamontowany w obudowie turbiny zwany kierownicą spalin. Odpowiednie ustawienie kątowe łopatek kierownicy spalin pozwala zwiększyć lub zmniejszyć energię z jaką spaliny trafiają na łopatki turbiny. Układ -26- sterowany jest płynnie (bezstopniowo) pomiędzy dwoma skrajnymi położeniami. Faza „A” maksymalnego wzrostu ciśnienia doładowania – silnik pracuje z małą prędkością obrotową i niewielkim obciążeniem, wytwarzając strumień spalin o niedużej energii i prędkości przepływu. W tym przypadku łopatki kierownicy spalin ustawiane są w położeniu „zamkniętym”, zmniejszając szczeliny, przez które przepływają spaliny zanim trafią na łopatki turbiny. Faza „B” maksymalnego ograniczenia ciśnienia doładowania – silnik pracuje z dużą prędkością obrotową i dużym obciążeniem, wytwarzając strumień spalin o dużej energii i prędkości przepływu. W tym przypadku łopatki kierownicy spalin ustawiane są w położeniu „otwartym”, zwiększając szczeliny, przez które przepływają spaliny zanim trafią na łopatki turbiny (rys. 2.35). Faza „A” Faza „B” Rys. 2.35. Widok fragmentu turbiny z łopatkami kierownicy spalin – czerwonymi strzałkami zaznaczono kierunek napływu gazów zasilających w fazie zamkniętej (faza „A”) oraz w fazie otwartej (faza „B”) Rozwiązanie to oparte jest na większej liczbie części – jest bardziej skomplikowane oraz bardziej podatne na wystąpienie niesprawności. Najczęstszym problemem jest blokowanie się mechanizmu łopatek, zacieranie trzpieni (rys. 2.36), a także uszkodzenie powierzchni lub profilu łopatki (rys. 2.37). Rys. 2.36. Widok pierścienia sterującego łopatkami kierownicy spalin wraz z dźwigienkami -27- Rys. 2.37. Uszkodzona kierownica spalin a) widok ogólny, b) widok pojedynczej łopatki z uszkodzoną przez ciało obce powierzchnią Przyczyną zacierania się mechanizmu (trzpieni, pierścienia prowadzącego lub dźwigienek) są najczęściej nieprawidłowe parametry spalin, zwiększone zadymienie, obecność zwiększonego stężenia sadzy, lub zbyt wysoka temperatura spalin (rys. 2.38). Mechanizm może się również zablokować w sytuacji, gdy nie pracuje w pełnym zakresie, oraz gdy temperatura spalin jest zbyt niska. Rys. 2.38. Uszkodzona kierownica spalin – zablokowanie łopatek przez nadmiar sadzy Do zablokowania łopatek może również dojść z powodu zbyt wysokiej temperatury w komorze spalania związanej z korekcją dawki paliwa. Konsekwencją zwiększonej dawki może być topienie denka tłoka, w wyniku czego płynne aluminium wraz ze strumieniem spalin osadza się na łopatkach kierownicy spalin (rys. 2.39). Rys. 2.39. Widok kilku łopatek z odłożonymi fragmentami przetopionego aluminium -28- Wyrównoważenie Obecnie produkowane turbosprężarki pracują z prędkościami obrotowymi rzędu 250 tys. [obr/min], dlatego wyważanie wirników jest jednym z kluczowych etapów procesu montażu zespołu wirującego [44], [49]. Najczęstszą przyczyną zaburzeń ruchu obrotowego zespołu wirniki – wał turbosprężarki są odśrodkowe siły bezwładności powstające wskutek niepokrywania się osi wirowania z jedną z głównych centralnych osi układu wirującego. Niejednakowego usytuowania tych osi należy upatrywać przede wszystkim w niewyrównoważeniu mas wirujących [47], [62]. Charakterystyczną cechą niewyważonego zespołu wirującego jest wzrost amplitudy drgań łożysk, towarzyszący zwiększeniu prędkości obrotowej. Jeżeli znacznie różni się ona od najblżeszej prędkości krytycznej, to amplitudy drgań łożysk zmieniają się proporcjonalnie do kwadratu ich prędkości obrotowej. Drgania takie są zawsze drganiami harmonicznymi o częstości równej liczbie obrotów wirnika. W związku z bardzo dużymi prędkościami obrotowymi zespołu wirującego problem częstości drgań własnych nabiera szczególnego znaczenia. Krytyczna prędkość obrotowa wirników, przy której występuje rezonans pomiędzy drganiami wymuszonymi i własnymi turbosprężarki, powinna znacznie przewyższać jej wartości znamionowe. Oprócz tego wymaga się, aby w całym zakresie użytecznych prędkości obrotowych wału korbowego silnika, turbosprężarka nie przejawiała skłonności do jakichkolwiek drgań. Inną przyczyną występowania drgań może być nadmierne zwiększenie lub zmniejszenie się luzów łożysk. Zjawisko takie nosi nazwę samowzbudnych drgań olejowych. W niektórych przypadkach drgania są tak duże, że uniemożliwiają normalną pracę turbosprężarki, a niekiedy w krótkim czasie niszczą łożysko. Przyczyną powstawania drgań może być także cieplna niestabilność wirnika. Charakterystyczną cechą stanu dynamicznego zespołu wirującego z wirnikiem cieplnie nieustabilizowanym jest szybki przyrost amplitudy drgań, towarzyszący wzrostowi temperatury czynnika w kadłubie turbiny [85, 67, 75]. Pierwszym etapem procesu wyważania jest wyważenie wirnika turbiny, wirnika sprężarki, a następnie wyważenie całego zespołu turbosprężarki (przed zamontowaniem do korpusu). Działanie to wykonuje się na specjalistycznych wyważarkach. W celu wyważenia wirnika sprężarki należy na jednej łopatce nanieść znacznik, np. w postaci substancji chemicznej z domieszką sproszkowanego szkła, aby umożliwić odbicie światła dla czujnika zliczającego impulsy. Następnie wirnik należy zamocować na wałku pomocniczym. Wałek z wirnikiem mocuje się na wyważarce i podłącza napęd (rys. 2.40) rozpędzenia go do wyznaczonej prędkości. Układ pomiarowy określa miejsca, w których występuje nadmiar materiału konieczny do usunięcia w celu właściwego wyważenia. Nadmiar ten usuwany jest obróbką skrawaniem, lub szlifowaniem z powierzchni wirnika turbiny (rys. 2.41 a), lub z trzpienia wału (rys. 2.41 b). -29- Rys. 2.40. Widok wyważarki z zamontowanym wałem oraz dwoma wirnikami a) b) Rys. 2.41. Widok wirnika turbiny, a) od strony wału z widocznym miejscem frezowania materiału b) od strony napływu spalin z frezowaniem trzpienia Wyważanie wirników sprężarek wykonuje się podobną metodą jak wirników turbin, jednak ze względu na sposób montażu elementu, nadmiar materiału zbierany jest najczęściej metodą frezowania (rys. 2.42). Rys. 2.42. Widok wirnika sprężarki po operacji wyważania – czerwoną strzałką zaznaczono miejsce zebrania materiału -30- Niezastosowanie się do procedur dotyczących wyważania wirników może być przyczyną zniszczenia całej maszyny w krótkim czasie eksploatacji. Przykładowe uszkodzenia związane z niewyrównoważeniem wału pokazano na rysunku 2.43. Przyczyną pojawienia się odśrodkowych sił bezwładności było odłamanie się łopatki (miejsce przełomu zaznaczono czerwoną strzałką). W wyniku powstałego rezonansu uszkodzone zostało łożysko promieniowe (rys. 2.44), a następnie doszło do zerwania wału (miejsce przełomu wału zaznaczono zieloną strzałką). a) b) Rys. 2.43. Widok uszkodzonego łożyska osiowego, a) powierzchnia boczna., b) uszkodzona powierzchnia czołowa tulei Rys. 2.44. Widok wirnika sprężarki z uszkodzoną łopatką zaznaczoną czerwoną strzałką oraz zerwany wał Podczas rozpędzania wału turbosprężarki częstotliwość drgań własnych z drganiami wymuszonymi pokrywa się wielokrotnie. Istotne jest, aby podczas obliczeń projektowych nominalna prędkość wału była odmienna od tej z pola występowania rezonansu. Z przeprowadzonej analizy oraz opisu uszkodzeń wybranych elementów turbosprężarki wynika, że urządzenie zbudowane jest ze stosunkowo niewielkiej liczby części współpracujących ze sobą. Duża cześć elementów jest wykonanych -31- z wysoką precyzją. Tolerancje i pasowanie skojarzeń łożyska – czopy wału, lub wirnik – obudowa, utrzymane są na odpowiednim poziomie, aby móc zapewnić prawidłowe funkcjonowanie urządzenia. Zapewnienie projektowych wymagań dotyczących klasy czystości powietrza oraz oleju smarującego wraz z parametrami jakościowymi umożliwia niezawodną i bezawaryjną pracę urządzenia. Na przedstawionych powyżej fotografiach części, przyczyną uszkodzeń były warunki zewnętrzne, nie obejmujące bezpośrednio urządzenia, ale połączone węzłami termodynamicznymi. Wspólne węzły gazowe i olejowe powodują, że turbosprężarka jest urządzeniem umiejscowionym w newralgicznym miejscu całego układu pędnego pojazdu. Nasuwa się zatem stwierdzenie, że do identyfikacji uszkodzeń konieczna jest synteza układu silnika wraz z układem zasilania, wylotowym, oczyszczania spalin, chłodzenia i smarowania. Ciągła poprawa parametrów ekologicznych silników spalinowych związana jest z modyfikacjami układów dolotowego, zasilania, oczyszczania spalin itp. Stopień skomplikowania oraz liczba elementów ruchomych, a także małe tolerancje pasowania w tych układach powodują, że systemy w powiązaniu z precyzyjnymi urządzeniami jakim są pompa wysokiego ciśnienia, wtryskiwacze, bądź turbosprężarka są szczególnie narażone na zaburzenie projektowych parametrów pracy mediów współpracujących. Uszkodzenia turbosprężarek współczesnych silników spalinowych są powszechnym zjawiskiem, a ich źródeł należy szukać w dysfunkcjach wszystkich układów współpracujących. Autor, przy pomocy praktyki rzeczoznawczej wykazał, że wielokrotnie zdarza się, że naprawa kończy się wymianą turbosprężarki (bez usunięcia inicjatora uszkodzeń), po czym do uszkodzenia dochodzi ponownie, często po kilku lub kilkunastominutowej pracy silnika. Istnieje konieczność systemowego rozwiązywania problemu awaryjności turbosprężarek, ponieważ tylko działanie wieloaspektowe, obejmujące cały obszar współpracy urządzenia doładowującego wraz z silnikiem może przyczynić się do podniesienia jego niezawodności. Poprawa trwałości maszyn to również bezpośrednie oddziaływanie na szerokorozumianą globalną ekologię silników wraz z emisją szkodliwych związków spalin. Jak napisano we wstępie, nacisk na poprawę właściwości trwałościowych maszyn, tj. m.in. podnoszenie niezawodności będzie coraz większy, co będzie determinowane zaostrzeniem norm czystości spalin. Kolejny próg stawiany przez ekologów to wykonywanie takich samych testów czystości spalin, podczas badań okresowych, jakie wykonuje się na potrzeby badań homologacyjnych dla pojazdów opuszczających fabrykę. Taki zabieg prowadzi do dwóch skrajnych przypadków. Jeden będzie miał bezpośrednie odzwierciedlenie w jakości i trwałości produkowanych maszyn i urządzeń, aby te przez określony czas spełniały projektowe normy. Drugi zaś spowoduje, że pojazdy staną się jeszcze bardziej „jednorazowe”. Przewidywany okres eksploatacji ulegnie skróceniu, podzespoły mające decydujący wpływ na finalną emisję szkodliwych związków spalin ulegać będą nieodwracalnym uszkodzeniom, a wymiana ich na nowe będzie ekonomicznie nieuzasadniona. -32- Automatyzacja, elektronizacja, miniaturyzacja obecna w motoryzacji zmierza do wyeliminowania szerokorozumianych napraw. Od wielu lat najpowszechniejszą metodą naprawiania maszyn i urządzeń jest wymiana całych zespołów na nowe. Z jednej strony stają się one niedemontowalne, a z drugiej naprawa wiąże się z koniecznością użycia drogiego i skomplikowanego sprzętu [33]. -33- 3. Analiza FMEA i metoda ETA 3.1. Wprowadzenie Wieloletnie doświadczenie autora w dziedzinie eksploatacji maszyn, praktyka w zakładzie zajmującym się regeneracją maszyn przepływowych poparta wiedzą warsztatową stały się inspiracją do wykonania identyfikacji przyczyn uszkodzeń turbosprężarek. Ze względu na złożoność i charakter problemu konieczne było poszukiwanie metod umożliwiających usystematyzowanie i opisanie założeń. Aby zminimalizować liczebność wykonywanych napraw związanych z układem turbodoładowania, podczas całego okresu eksploatacji pojazdu, autor proponuje podjęcie pewnych kroków mających na celu nadanie ilościowego opisu zjawisk, wpływu ciągu zdarzeń przyczynowo-skutkowych mających wpływ na wskaźniki pracy, prawidłowe działanie, a także wpływ na emisję szkodliwych składników spalin. Zagadnienie staje się wieloaspektowe i potencjalnie trudne do opisania. W celu wykonania analizy systemu w odniesieniu do jego uszkodzeń, podstawowe znaczenie ma stosowanie ujednoliconych procedur. Klasyczne wyznaczenie niezawodności – jako prawdopodobieństwa wystąpienia zdatności systemu w ustalonym przedziale czasu – zastępuje się analizą możliwości realizacji zadań nakładanych na system [7]. Wg autora, analiza FMEA (ang. Failure Mode and Effect Analysis – analiza przyczyn i skutków wad) pozwala urzeczywistnić ideę zawartą w zasadzie „zera defektów”. Celem FMEA jest: konsekwentne i trwałe eliminowanie wad („słabych” miejsc) wyrobu poprzez rozpoznawanie rzeczywistych przyczyn ich powstawania i stosowanie odpowiednich – o udowodnionej skuteczności środków zapobiegawczych, unikanie wystąpienia rozpoznanych, a także jeszcze nieznanych wad w nowych wyrobach poprzez wykorzystywanie wiedzy i doświadczeń z już przeprowadzonych analiz. Wynikiem przeprowadzonych analiz jest współczynnik (iloczyn trzech kryteriów, tj.: znaczenie, wykrywalność lub częstotliwość występowania – wyjaśnienie zamieszczono w kolejnym rozdziale), na podstawie którego określa się najbardziej znaczące przypadki. Aby zmniejszyć wpływ wybranych przypadków należy podjąć działania mające na celu redukcję poszczególnych wartości lub jeśli to możliwe wszystkich razem. Wg autora, w celu zmniejszenia wpływu jednego z nich (wykrywalności), proponuje się zastosowanie metody ETA, która w graficzny sposób przedstawia prawdopodobieństwo wystąpienia zdarzeń przy obecnych barierach. Do oceny możliwości wystąpienia wybranych uszkodzeń najkorzystniej jest zastosować metodę analizy drzewa zdarzeń (ang. Event Tree Analysis). Obie metody szczegółowo opisano w kolejnych rozdziałach pracy. -34- 3.2. Ogólny opis analizy FMEA Cele FMEA są również zgodne z zasadą „ciągłego doskonalenia”. Metoda FMEA pozwala poddawać wyrób kolejnym analizom, a następnie na podstawie uzyskanych wyników, wprowadzać poprawki i nowe rozwiązania, skutecznie eliminując źródła wad. Analizy mogą przy okazji dostarczyć nowych pomysłów ulepszających właściwości wyrobu. W ten sposób stosowanie FMEA wplata się w cykl działań zwanych „kołem Deminga”. Metodę FMEA zaczęto stosować w latach sześćdziesiątych w USA przy konstruowaniu oraz przygotowywaniu procesów wytwarzania złożonych i odpowiedzialnych wyrobów w astronautyce, technice jądrowej i przemyśle lotniczym. Z czasem jej stosowanie stopniowo zaczęło obejmować inne gałęzie przemysłu, od których wymaga się wyrobów szczególnie wysokiej niezawodności ze względu na bezpieczeństwo użytkowników (np. postęp w bezpieczeństwie czynnym i biernym samochodów osobowych, liczba systemów przeciwdziałających zdarzeniom oraz ograniczeniom skutków wypadków drogowych) [31]. Tendencja ta wiąże się z poprawą niezawodności, rozumianą jako prawdopodobieństwo spełnienia przez obiekt stawianych mu wymagań, dotyczącą ochrony środowiska, jednak zazwyczaj tylko na etapie badań homologacyjnych. Powszechnie wiadomo, że zwiększanie trwałości elementów, podzespołów, maszyn i urządzeń mających wpływ na niezawodność samochodów od wielu lat nie jest główną domeną koncernów. Wyróżnia się FMEA wyrobu/konstrukcji oraz FMEA procesu. W pracy wykorzystano analizę FMEA wyrobu, ponieważ autor nie ingeruje w zmiany konstrukcyjne, ani w procesy związane z wytwarzaniem turbosprężarek. Zazwyczaj, analiza FMEA przeprowadzana jest już podczas wstępnych prac projektowych w celu uzyskania informacji o silnych i słabych punktach wyrobu, tak aby jeszcze przed podjęciem właściwych prac konstrukcyjnych istniała możliwość wprowadzenia zmian koncepcyjnych. Do wskazania słabych punktów wyrobu, mogących być w czasie jego eksploatacji przyczyną powstawania wad, są przydatne ustalenia uzyskiwane na etapie projektowania, dzięki wiedzy i doświadczeniu zespołu zaangażowanego w przeprowadzenie FMEA, a także z pomocą informacji uzyskiwanych podczas eksploatacji podobnych wyrobów. Wady wyrobu lub konstrukcji mogą dotyczyć: funkcji, które wyrób ma realizować, niezawodności wyrobu w czasie eksploatacji, łatwości naprawy w przypadku uszkodzenia, technologii konstrukcji. Przeprowadzanie FMEA wyrobu/konstrukcji jest zalecane w sytuacjach: wprowadzania nowego wyrobu, wprowadzania nowych lub w dużym stopniu zmienionych części lub podzespołów, wprowadzania nowych materiałów, -35- zastosowania nowych technologii, otwarcia się nowych możliwości zastosowania wyrobu, dużego zagrożenia dla człowieka lub otoczenia w przypadku wystąpienia awarii wyrobu (nie jest dopuszczalne wystąpienie jakichkolwiek wad), eksploatacji wyrobu w szczególnie trudnych warunkach, znacznych inwestycji [28]. Mając powyższe, na uwadze podjęto próbę wykonania analizy FMEA dla turbosprężarki. Celem przeprowadzonej analizy FMEA wyrobu jest określenie najsłabszego ogniwa, które definiowane jest liczbą priorytetu „LPR” będącej iloczynem trzech wskaźników „Z”, „W” oraz „R”: LPR = Z R W. (1) Przez ogniwo, w zależności od stopnia dekompozycji, rozumie się pojedynczy element urządzenia lub zespół maszyny. Autor wykonał analizę na poziomie poszczególnych elementów turbosprężarki. Aby uzyskać składniki iloczynu, warunkiem koniecznym jest wyznaczenie ich wartości liczbowych. Wskaźnik opisany znakiem „Z” symbolizuje znaczenie wady. Przez ten parametr rozumie się to, na ile dana wada ma wpływ na prawidłowe funkcjonowanie całego systemu. Im parametr przyjmuje większe wartości tym wada może mieć większy wpływ. Procedurę wyznaczania parametru „Z” autor dokonał na podstawie tabeli 3.1. Objaśnienia zawarte w trzeciej kolumnie zostały zdefiniowane przez autora na podstawie analizy uszkodzeń opisanych w rozdziale 2. Po zdefiniowaniu relacji przyczynowo-skutkowych, każdą wadę oceniono liczbą całkowitą z przedziału 1–10, ze względu na dwa kryteria – funkcjonalne oraz emisyjne. Tabela. 3.1. Wytyczne do przyjmowania parametru „Z” Znaczenie wady dla systemu Z 1 brak Wada nie wystepuje. 2-3 małe Wada występuje rzadko, pojawienie się jej nie wpływa bezpośrednio na pracę systemu, brak wpływu na zużycie paliwa oraz emisję SZS. 4-5 przeciętne 6-7 ważne 8-9 bardzo ważne 10 krytyczne Wada w małym stopniu wpływa na pracę systemu. Układy korekcji i regulacji skompensują odchyłki. Wada nie wpływa bezpośrednio na pracę systemu. Nie ma wpływu na emisje SZS. Wada powoduje zauważalne ograniczenie w prawidłowym funkcjonowaniu systemu. Może mieć wpływ na emisję SZS. Wada prowadzi do unieruchomienia systemu, ma wpływ na emisję SZS oraz może prowadzić do uszkodzenia elementów silnika. Wada natychmiast unieruchamia system, wpływa na zwiększoną emisję SZS, wpływa na pracę TS oraz uszkadza elementy silnika. Parametr „R” oznacza częstotliwość występowania danej wady prowadzącej do uszkodzenia elementu turbosprężarki, całego zespołu lub silnika. Wartość ta została wyznaczona na podstawie wiedzy eksperckiej oraz informacji uzyskanych w zakładach -36- zajmujących się regeneracją turbosprężarek. Przy określaniu tego parametru uwzględniono wszystkie turbosprężarki, które zostały uszkodzone, a następnie poddane regeneracji w określonym czasie. Wartość jest liczbą całkowitą z przedziału 1–10. Tabela. 3.2. Wytyczne do przyjmowania parametru „R” R Częstotliwość występowania wady 1 nieprawdopodobne Wada nie występuje. Wada występuje bardzo rzadko. Wystąpnienie wady może być powodem rażącego prawdopodobne niedbalstwa serwisanta. rzadko Wada występuje rzadko. Istnieje wiele układów zapobiegania lub wczesnego reagowania. 2-3 4-5 6-7 przeciętnie 8-9 często 10 bardzo często Wada występuje dość często, istnieją systemy zapobiegania wystąpienia. Wada występuje często, brak układów umożliwiających szybkie reagowanie. Wada występuje bardzo często. Szczególnie przy dużym kilometrażu. Brak układów umożliwiających reagowanie. Kolumna opisana znakiem „W” to wykrywalność wady, co oznacza na ile dana wada może zostać wykryta, tj. zobaczona, usłyszana, lub w jakikolwiek inny sposób zidentyfikowana przy pomocy zmysłów człowieka (kierowcy, osoby serwisującej) bądź istniejących układów ostrzegania lub zapobiegania (np. system EOBD). Procedurę wyznaczania parametru „W” opisano w następnym rozdziale, ponieważ do prawidłowego określenia jego wartości autor proponuje posłużyć się metodą analizy drzew zdarzeń ETA. 3.3. Ogólny opis metody ETA Metoda ETA jest to technika identyfikacji i oceny sekwencji zdarzeń będących następstwem zdarzenia inicjującego. Celem tej analizy jest określenie zarówno rozkładu potencjalnej dotkliwości ryzyka związanego ze zdarzeniem inicjującym, jak i zidentyfikowanie wpływu skuteczności zastosowanych instrumentów reakcji na ryzyko. Wyróżnia się dwie formy ETA: przedwypadkową i powypadkową. Przedwypadkowa ETA pozwala na zbadanie skuteczności neutralizacji dotkliwości ryzyka, powypadkowa zaś, służy do analizy zmaterializowanego ryzyka i możliwości zarządzania poziomem jego dotkliwości [32]. Wg Oprychała [68], aby metoda drzewa zdarzeń mogła zostać zastosowana należy założyć, że do powstania poważnej awarii nie wystarczy wystąpienie pojedynczego zdarzenia inicjującego, ale zbiegu kilku zdarzeń, lub ich szeregu. Pojawienie się pojedynczej dysfunkcji nie generuje reakcji łańcuchowej, bądź groźnej awarii. Dopiero pojawienie się ciągu niesprzyjających warunków wywołujących następujące po sobie uszkodzenia może spowodować poważną awarie. Metodą ETA przedstawia się graficznie ciąg zdarzeń i barier prowadzących od zainicjowania stanu mogącego spowodować nieprawidłowości, do skutków powstałych na poszczególnych etapach analizy. Barierami są najczęściej systemy zabezpieczające (np. filtr powietrza, czujnik CO2, bądź bezpiecznik topikowy), jak również czynnik ludzki, który może wpłynąć bezpośrednio na zminimalizowanie skutków wystąpienia awarii (np. operator obrabiarki CNC, lub operator kombajnu zbożowego). W metodzie tej, zakłada się, że każde zdarzenie w sekwencji jest sukcesem lub niepowodzeniem (nie -37- ma stanów pośrednich). Prawdopodobieństwa przyporządkowane poszczególnym gałęziom w drzewach zdarzeń są prawdopodobieństwami warunkowymi. Podczas prowadzenia analizy, na każdym etapie, należy zadawać pytanie „co jeśli?”. Algorytm działania oparty jest na analizowaniu możliwości rozwoju zdarzenia inicjującego. Istotne jest, aby trafnie wyznaczyć bariery bezpieczeństwa, które skutecznie ograniczają negatywne skutki zdarzenia początkowego. Metoda ETA jest logicznym drzewem dwuwartościowym, które u podstawy ma zdarzenie inicjujące, a główny rdzeń prowadzi do najpoważniejszego w skutkach zdarzenia. Każda bariera tworzy odgałęzienie będące jednocześnie skutkiem rozpatrywanego stanu logicznego: stan sukcesu (tak) i stan niepowodzenia (nie) w zależności od tego, czy dana bariera jest skuteczna, czy nie. Zdarzenia rozmieszczone na gałęziach stanowią sekwencje kombinacji następujących po sobie zdarzeń [12]. Wynikiem analizy drzew jest usystematyzowanie wszystkich możliwych ciągów zdarzeń ze względu na przyjętą klasyfikację skutków (w przypadku badań turbosprężarki jest to rozległość uszkodzeń oraz konsekwencje jakie może spowodować uszkodzony podzespół). Technika ETA daje również możliwość obliczenia prawdopodobieństwa występowania każdej z grup ciągów. Analizę ETA przeprowadza się w następujących etapach: 1. identyfikacja zdarzeń inicjujących, mogących doprowadzić do całkowitego unieruchomienia turbosprężarki – tzw. stanu niezdatności, 2. stworzenie drzewa zdarzeń, 3. oszacowanie prawdopodobieństwa wystąpienia zdarzeń inicjujących i wystąpienia zdarzeń na poszczególnych barierach, 4. opis awarii oraz ustalenie ich skutków, 5. obliczenie prawdopodobieństwa pojawienia się danego rodzaju skutków dla obecnych rozwiązaniach. Na tym etapie dokonuje się analizy barier, a następnie wyznacza się wskaźnik „W” wg tabeli 3.3. Wytyczne oceniono liczbą całkowitą z przedziału 1–10. Im wykrywalność jest mniejsza tym parametr „W” przyjmuje większe wartości. Tabela. 3.3. Wytyczne do przyjmowania parametru „W” Wykrywalność wady dla systemu W Nie ma możliwości wykrycia wady. Wada powoduje niewielką emisję hałasu; wada powoduje zmianę emisji SZS wykrywalną dla analizatora. Wykrycie możliwe przez serwisanta po zdemontowaniu obudów, osłon, kanałów itp. Wada może powodować sporadyczne pojawianie się kontrolki MIL. 10 brak 8 -9 bardzo mała 6-7 mała 4-5 średnia Wykrycie możliwe przez serwisanta bez ingerencji w system (uszkodzenie kanałów, obudów, zaolejenie lub wystąpienie hałasu itp). System może informować o pojawieniu się wady kontrolką MIL. 2-3 duża Wada powoduje słyszalny hałas; powoduje dymienie z układu wylotowego; System może informować o pojawieniu się wady kontrolką MIL. 1 bardzo duża Wada widoczna natychmiast po uruchomieniu silnika. Tak wyznaczone wskaźniki „Z”, „R” oraz „W” pozwoliły obliczyć liczbę priorytetu LPR. Wartość LPR stanowi podstawę do ustalenia rankingu przyczyn ze względu na -38- ich „krytyczność”. Wartość tej liczby priorytetu może się mieścić w zakresie 1–1000. Im wskaźnik wyższy, tym „krytyczność” przyczyny lub wady jest większa. Dla określenia najsłabszego ogniwa posłużono się zasadą Pareto, (zasada 80/20), którą można zinterpretować następująco: 20% wad powoduje 80% uszkodzeń. Z wyznaczonego przedziału liczby priorytetu LPR próg ten przyjęto na poziomie 450. Aby podjąć działania mające na celu zmniejszenie wartości priorytetu LPR należy przeanalizować, który wskaźnik można lub najłatwiej jest modyfikować („Z”, „W” lub „R”) tj. jakie działania zapobiegawcze należy podjąć, aby obniżyć wartość poszczególnych wskaźników. Przykładem takich działań może być zmodernizowanie konstrukcji lub zmiana procesu technologicznego. W pracy skoncentrowano się na możliwości zmodyfikowania parametru „W” – wykrywalność. Jak napisano we wprowadzeniu, w celu poprawy wskaźnika wykorzystano metodę analizy drzew zdarzeń ETA. 3.4. Opis tabeli FMEA Analizę FMEA należy rozpocząć od wykonania identyfikacji oraz nazwania problemów, które powinny być rozwiązane, przygotowania założeń potrzebnych do przeprowadzenia jej w właściwy sposób oraz zakresu prac. Identyfikacja oraz nazwanie problemów przeprowadzone i opisane zostało w rozdziale 2., w którym dokonano dekompozycji typowej turbosprężarki. Systematykę przeprowadzono w oparciu o tabelę, którą zamieszczono w załączniku niniejszej pracy. Nazwano poszczególne elementy (kolumna 1) oraz określono ich funkcje (kolumna2), które spełniają, a następnie wyznaczono potencjalne wady (kolumna 3). Na podstawie identyfikacji uszkodzeń wykonano analizę przyczyn powstawania wad (kolumna 4) oraz skupiono się na opisie skutku. Biorąc pod uwagę wielokryterialne podjęcie tematu, opis skutku podzielono ze względu na: wpływ na emisję szkodliwych związków spalin (kolumna 5), wpływ na pracę turbosprężarki (kolumna 6) i inne (kolumna 7). Kolejnym etapem było zestawienie skutków mających wpływ na poszczególne obszary. W tych kolumnach posłużono się określeniem „TAK” lub „NIE”. Podział ten przedstawiono następująco: (kolumna 8) skutek mający wpływ na uszkodzenie turbosprężarki, (kolumna 9) wykryta wada może mieć wpływ na uszkodzenie silnika, uszkodzenie turbosprężarki wpływa na zwiększenie zużycia paliwa (kolumna 10), oraz czy uszkodzenie to ma wpływ na nadmierną emisję szkodliwych związków spalin (kolumna 11). Usystematyzowanie całej tabeli umożliwiło wyznaczenie wskaźników „Z” oraz „R”. Odpowiednie wartości wpisano w kolumny (kolejno 12 i 13), a następnie wyznaczono wskaźnik „W”. W tym celu wykorzystano metodę ETA. Wyznaczony w ten sposób wskaźnik wprowadzono w kolumnę 14. Uzyskane wartości wymnożono i otrzymano liczbę priorytetu LPR (kolumna 15). Na podstawie wartości większych od granicy krytyczności (450) wyznaczono najbardziej znaczące przyczyny uszkodzeń turbosprężarek, które w dalszym etapie prac poddano badaniom. -39- Na tym etapie autor proponuje wykonać analizę ETA, dzięki czemu wyznaczone zostaną wartości wskaźnika „W” wartość prawdopodobieństwa P(SX). Pozostała część tabeli wypełniona zostanie po analizie wyników [4]. 3.5. Wybrane przykłady analizy FMEA oraz ETA w aspekcie wskaźników pracy turbosprężarki 3.5.1. Niedrożny kanał odpływu oleju Pierwszym analizowanym przypadkiem była przyczyna związana z uszkodzeniami turbosprężarek spowodowana niedrożnym kanałem odpływu oleju z korpusu środkowego, oznaczana w dalszej części jako zdarzenie A. Zjawisko ma miejsce w kanałach odprowadzających olej, które często zlokalizowane są przy mocno nagrzewających się elementach układu wydechowego silnika. Szczególnie narażonym miejscem są kolana o dużym promieniu, przewężenia oraz sita montowane wewnątrz kanałów. Drzewo zdarzeń wynikających z tej przyczyny przedstawiono na rys. 3.1. Założono, że układ smarowania silnika posiada następujące bariery bezpieczeństwa: B filtr oleju, C działania podejmowane przez serwisanta. Skutki poszczególnych zdarzeń S mają następującą interpretację: S1 – Filtr oleju zatrzymał substancje utrudniające przepływ w kanałach olejowych. Interwencja polega na wymianie filtra. S2 – Serwisant dokonał wymiany oleju w okresie zalecanym przez producenta (bądź przed końcem tego okresu). Aby bariera była skuteczna należy założyć, że stosowany olej posiadał odpowiednie dla danego silnika parametry, a parametry pracy silnika oraz warunki jazdy samochodu były zgodne z wytycznymi producenta. SX – Skutek ten jest skutkiem krytycznym, który powoduje unieruchomienie turbosprężarki i może mieć wpływ na prawidłowe działanie silnika. W przypadku skutku SX konieczna jest naprawa, lub wymiana turbosprężarki. Należy udrożnić kanały odpływowe oleju (zdarza się, że producenci części na rynek wtórny dokonują modyfikacji polegającej na usunięciu z rurki sitka, które w skrajnych przypadkach, w częściach oryginalnych, może powodować blokowanie ujścia oleju). Ponadto należy wypłukać wnętrze silnika, wymienić olej wraz z filtrem. Analiza ilościowa gałęzi sukcesu (niedopuszczenie do zdarzenia krytycznego) opisana jest jako P(S1,2), gałąź identyfikowana niepowodzeniem 1 – P(S1,2). Wartości graficzne przedstawiono na rysunku 3.1. Prawdopodobieństwa pojawienia się danego rodzaju skutków w ujęciu ilościowym wynoszą odpowiednio: P(S1) = P(A) · P(B) P(S2) = P(A) · [1 – P(B)] · P(C) P(SX) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)]. -40- (2) (3) (4) Niedrożne kanały odprowadzajace olej Filtr oleju Akcja kierowcy/ serwisanta Skuteczne Zdarzenie Skutek/efekt S1 P (B) inicjujące Tak P (A) P (C) S2 Nieskuteczne 1 - P (B) Nie 1 - P (C) SX Rys. 3.1. Drzewo zdarzeń dla zdarzenia inicjującego „niedrożne kanały odprowadzające olej z korpusu środkowego” Wartości prawdopodobieństwa wystąpienia zdarzenia inicjującego P(A) określono na podstawie analizy wykonanej w rozdziale 2. Kanały odprowadzające olej z korpusu turbosprężarki pełnią istotną rolę w poprawnym funkcjonowaniu urządzenia. Jako, że olej odprowadzany jest do miski olejowej pod ciśnieniem atmosferycznym, nie trudno o zawahanie parametrów przepływu. Szczególną rolę odgrywa tu dobrze działające odpowietrzenie skrzyni korbowej (potocznie określane jako odma). Ponadto, praktykowane rozwiązania z umieszczaniem sita w śrubach mocujących (rys. 3.2) lub rurach odprowadzających olej skutecznie utrudniają przepływ cieczy. Rys. 3.2. Śruba mocująca wąż odprowadzający olej z korpusu turbosprężarki (czerwoną strzałką zaznaczono sito) Zaburzenie przepływu skutkuje zaburzeniem wymiany ciepła oraz smarowania, a także może powodować przecieki oleju przez uszczelnienia na wale turbosprężarki. W wartościowaniu, uwzględniając analizę statystyczną występowania danej przyczyny, przyjęto zakres od „0” do „1”, przy czym „0” oznacza brak występowania zdarzenia, a „1”, że prawdopodobieństwo wystąpienia zdarzenia wynosi 100%. Wartość prawdopodobieństwa P(A) określono zatem na poziomie 0,08. Oznacza to, że w 8% przypadków spośród grupy wszystkich uszkodzonych turbosprężarek doszło do -41- zaburzenia przepływu oleju w kanale odprowadzającym olej. Zaburzenie to bez podjęcia odpowiednich działań może doprowadzić do unieruchomienia urządzenia. Wartościowanie barier wykonane zostało analogicznie do zdarzenia inicjującego. „0” oznacza, że bariera nie działa, nie ma wpływu, lub nie istnieje. Wartość „1” jest równoznaczna ze stuprocentową skutecznością bariery. Wartości prawdopodobieństwa zdarzenia na barierze P(B) określono jako 0,1. Filtr oleju stanowi barierę, ponieważ zatrzymuje część zanieczyszczeń, ale zjawisko związane z blokowaniem przepływu powodowane jest również np. przez koksowanie oleju (wysoka temperatura w obszarze kanałów odprowadzających olej) oraz wspomniane wcześniej sita. Bardzo ważną rolę pełnią również parametry jakościowe oleju oraz zawartość dodatków myjących. Akcja kierowcy/serwisanta jako bariera C – odnosi się do jakości i ilości medium smarnego w układzie. Określa więc kontrolę stanu oleju, dbałość o interwały między wymianami oraz zapewnienie odpowiedniej klasy lepkościowej i smarnościowej oleju. Uwzględniając wszystkie funkcje i możliwości oszacowano ten parametr na poziomie 0,5. Wartości liczbowe prawdopodobieństw pojawienia się danego rodzaju skutków w ujęciu ilościowym wynoszą odpowiednio: P(S1) = 0,008; P(S2) = 0,036. (5) Prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia krytycznego jest równe: P(SX) = 0,036. (6) Otrzymaną wartość prawdopodobieństwa P(SX) wprowadzono do 17 kolumny tabeli FMEA. Na podstawie wykonanych drzew ETA przeprowadza się analizę skuteczności istniejących barier, aby nadać wartość wskaźnika „W” – wykrywalność. Z przypadku związanego z brakiem drożności kanału odprowadzającego olej można wnioskować, że zastosowane bariery są mało skuteczne, ochrona systemu przed wystąpieniem uszkodzenia jest niewielka. Wada ma bardzo istotne znaczenie, a częstotliwość wystąpienia określono na poziomie 7. W poszukiwaniu poprawy wykrywalności zdecydowano się przeprowadzić badania zjawiska związanego ze zmianą drożności kanału odprowadzającego olej do silnika. Celem jest określenie ilościowego wpływu wybranego parametru pracy turbosprężarki na pozostałe mierzalne wartości. 3.5.1. Niedrożny ssak oleju Kolejnym omówionym przykładem jest przyczyna związana z uszkodzeniami turbosprężarek spowodowanymi zdarzeniem inicjującym określonym jako „niedrożny ssak oleju” – oznaczenie na drzewie jako zdarzenie A. Zjawisko to może być spowodowane pogorszeniem parametrów jakościowych oleju (np. pojawienie się nadmiaru substancji smolistych, węgla itp.). Utrudniony przepływ może być również -42- spowodowany nagromadzeniem się kryształków lodu na ssaku, podczas mroźnej zimy przy eksploatacji na małych obciążeniach i krótkich dystansach. Nieprawidłowo wykonana naprawa, pozostałości wypłukanych mas uszczelniających, fragmenty uszczelek, lub innych ciał obcych mogą doprowadzić do zmniejszenia drożności ssaka olejowego, co skutkuje utrudnionym przepływem oleju. Drzewo zdarzeń z przedstawionym graficznie schematem pokazano na rysunku 3.3. Niedrożny ssak oleju Czujnik ciśnienia oleju Zdarzenie P (B) Tak Skutek/efekt S1 inicjujące P (A) Nie 1 - P (B) SX Rys. 3.3. Drzewo zdarzeń dla zdarzenia inicjującego „niedrożny ssak oleju” W tym przypadku układ smarowania silnika posiada tylko jedną barierę bezpieczeństwa B – czujnik ciśnienia oleju. Podstawowym zadaniem czujnika jest kontrolowanie ciśnienia oleju w silniku spalinowym. Funkcja ta nie zapewnia jednak właściwej kontroli smarowania podzespołów turbosprężarki. Istotne jest w tym przypadku usytuowanie turbosprężarki w układzie smarowania. Najbardziej powszechnym, aczkolwiek niekorzystnym z niezawodnościowego punktu widzenia, rozwiązaniem jest umieszczenie podzespołu na końcu układu, co powoduje, że olej dociera do turbosprężarki najpóźniej. Brak jest w związku z tym precyzyjnej informacji o ilości oraz ciśnieniu płynu w łożyskach, co w istotny sposób determinuje nam niezawodność podzespołu. Skutki poszczególnych zdarzeń S mają następującą interpretację: S1 – Czujnik informuje o wystąpieniu spadku ciśnienia oleju. W praktyce oznacza to, że do uszkodzenia mogło dojść z wielu przyczyn, a skutki uszkodzenia mogą dotyczyć wielu części. Czujnik ciśnienia oleju może również zasygnalizować krytycznie niski poziom oleju. Dla turbosprężarki wystąpienie chwilowej przerwy w dostarczaniu oleju może mieć poważne skutki. Interwencja powinna polegać na udrożnieniu ssaka oleju, wypłukaniu miski olejowej silnika, kontroli pompy oleju, wymianie oleju, lub uzupełnieniu jego poziomu oraz zbadaniu stanu luzów na wale turbosprężarki. SX – Skutek ten jest wartością krytyczną wystąpienia braku smarowania łożysk wału. Interwencja polega na usunięciu przyczyny wystąpienia braku oleju, wypłukaniu miski olejowej, wymianie oleju wraz z filtrem na nowy, naprawy, lub regeneracji turbosprężarki. Również w tym przypadku analiza ilościowa gałęzi sukcesu (niedopuszczenie do zdarzenia krytycznego) opisana została jako P(S1,2) gałąź identyfikowana -43- niepowodzeniem 1 – P(S1,2). Prawdopodobieństwo pojawienia się danego rodzaju skutków w ujęciu ilościowym wynoszą odpowiednio: P(S1) = P(A) · P(B) P(SX) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)]. (7) (8) Wartość prawdopodobieństwa wystąpienia zdarzenia inicjującego określono na podstawie wiedzy eksperckiej i własnych badań jako P(A) = 0,05. Prawdopodobieństwo wystąpienia zdarzenia na barierze B wynosi: P(B) = 0,1. Wartości liczbowe prawdopodobieństwa pojawienia się danego rodzaju skutku w ujęciu ilościowym wynosi: P(S1) = 0,005. (9) Prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia krytycznego jest równe: P(SX) = 0,045. (10) Otrzymaną wartość prawdopodobieństwa P(SX) wprowadzono do 17 kolumny tabeli FMEA. Wartość wskaźnika „W” – wykrywalność zgodnie z tabelą 3.3 ustalono na poziomie 9. Istniejące bariery są mało skuteczne, ochrona systemu przed wystąpieniem uszkodzenia jest niewielka. W opinii autora wada ma bardzo istotne znaczenie, a częstotliwość jej wystąpienia zgodnie z tabelą 3.2 określono na poziomie 7. W celu poprawy wykrywalności zdecydowano się zbadać system, aby określić czy istnieje wskaźnik pracy turbosprężarki, który w łatwy sposób da się zmierzyć, a jednocześnie będzie stanowić źródło informacji o parametrze ilościowym przepływającego przez łożyska oleju. Informacje te mają prowadzić do ustalenia nowych rozwiązań stanowiących bariery bezpieczeństwa dla turbosprężarki. 3.5.2. Nadmierne zanieczyszczenie filtra powietrza Następnym przypadkiem jest przyczyna związana z uszkodzeniami turbosprężarek spowodowana zdarzeniem inicjującym określonym jako „nadmierne zanieczyszczenie filtra” i oznaczona na drzewie jako zdarzenie A. Zjawisko wzrostu oporów przepływu powietrza przez filtr przegrodowy jest procesem naturalnym i wynika z zasady działania tego elementu. Zaczopowane ciałami obcymi pory zmniejszają czynną powierzchnię przegrody. Wpływ na ten parametr mają również warunki eksploatacji pojazdu, a także rodzaj zastosowanego wkładu filtracyjnego. [18], [16], [55]. Nieprawidłowy proces oczyszczania powietrza wpływa na przedostawanie się pyłów do układu dolotowego co powoduje osadzanie się ich we wnętrzu kanałów i może powodować zakłócenia pracy lub awarie elektronicznych czujników. Czystość zasysanego do cylindrów powietrza ma zasadniczy wpływ na szybkość zużywania się gładzi cylindrów. Przedostawanie się do układu wylotowego nieodfiltrowanych zanieczyszczeń może mieć niekorzystny wpływ na elementy układu oczyszczania spalin -44- oraz może powodować zakłócenia lub awarie elektronicznych czujników układu wydechowego. Ze względów trwałościowych przedostające się przez zużyty wkład filtra powietrza drobiny, mogą powodować uszkadzanie elementów sprężarki oraz osiadanie nieodfiltrowanych zanieczyszczeń na turbinie i jej elementach sterujących. Nasuwa się zatem pytanie – czy utrata nominalnej drożności filtra powietrza może mieć wpływ na parametry pracy turbosprężarki? Odpowiedź na to pytanie będzie możliwa po wykonaniu kolejnego bloku badawczego. Na rysunku 3.4 przedstawiono graficznie drzewo zdarzeń z udziałem nadmiernie zanieczyszczonego filtra powietrza w celu sprawdzenia aktualnie istniejących barier bezpieczeństwa dla tego zdarzenia inicjującego. Nadmierne zanieczyszczenie filtra Akcja Przepływomierz kierowcy/serwis powietrza Skutek/Efekt anta Skuteczny Zdarzenie S1 P (B) inicjujące Tak P (A) P (C) S2 Nieskuteczny 1-P (B) Nie 1-P (C) SX Rys. 3.4. Drzewo zdarzeń dla zdarzenia inicjującego „nadmierne zanieczyszczenie filtra powierza” W tym przypadku uwzględniono dwie bariery bezpieczeństwa B i C. Bariera B ze względu na cel zastosowania w niewielkim stopniu może spełniać zadania prewencyjne. Podstawowym zadaniem przepływomierza jest określenie masowego natężenia przepływu w celu regulacji stechiometrycznego składu mieszanki w silniku o ZI lub regulacją pracy zaworu EGR w silniku o ZS. W stanie zwiększonego oporu przepływu układ regulacji otrzyma informację o prawidłowych parametrach. Sterownik nie będzie informowany o wartości podciśnienia w kanale między filtrem powietrza, a sprężarką. Pod pojęciem akcja kierowcy/serwisanta rozumie się organoleptyczną kontrolę stanu zanieczyszczenia wkładu filtra. Skutki poszczególnych zdarzeń S mają następującą interpretację: S1 – Przepływomierz wysyła sygnał o powstaniu podciśnienia spoza wyznaczonego zakresu w kanale dolotowym powietrza między filtrem, a sprężarką. Interwencja powinna polegać na udrożnieniu kanału dolotowego lub wymianie filtra. S2 – Kierowca/serwisant skontrolował wkład filtra i zadecydował o jego wymianie na nowy. SX – Skutek ten jest wartością krytyczną wystąpienia zbyt dużego podciśnienia powietrza. Interwencja polega na usunięciu przyczyny, udrożnieniu kanału dolotowego, wymianie filtra oraz zbadaniu stanu turbosprężarki. W przypadku -45- stwierdzenia uszkodzenia naprawy, lub regeneracji. Analiza ilościowa gałęzi sukcesu (niedopuszczenie do zdarzenia krytycznego) opisana została jako P(S1,2), gałąź identyfikowana niepowodzeniem 1 – P(S1,2). Prawdopodobieństwo pojawienia się danego rodzaju skutków w ujęciu ilościowym wynoszą odpowiednio: P(S1) = P(A) · P(B) P(S2) = P(A) · [1 – P(B)] · P(C) P(SX) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)]. (11) (12) (13) Wartość prawdopodobieństwa wystąpienia zdarzenia inicjującego określono na podstawie wiedzy eksperckiej jako P(A) = 0,5. Prawdopodobieństwo wystąpienia zdarzenia na barierze B wynosi: P(B) = 0,01. Wartości liczbowe prawdopodobieństwa pojawienia się danego rodzaju skutku w ujęciu ilościowym wynosi: P(S1) = 0,005. (14) Prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia krytycznego jest równe: P(SX) = 0,047. (15) Otrzymaną wartość prawdopodobieństwa P(SX) wprowadzono do 17 kolumny tabeli FMEA. Wartość wskaźnika „W” – wykrywalność zgodnie z tabelą 3.3 ustalono na poziomie 10. Istniejące bariery są mało skuteczne, ochrona systemu przed wystąpieniem uszkodzenia jest niewielka. W opinii autora wada ma bardzo istotne znaczenie, a częstotliwość jej wystąpienia zgodnie z tabelą 3.2 określono na poziomie 8. W celu poprawy wykrywalności zdecydowano się wykonać badania dotyczące wpływu zjawiska zmiany drożności układu dolotowego na wskaźniki pracy turbosprężarki. Określenie tego wpływu stanowić będzie podstawę do podjęcia działań umożliwiających pomiar i kontrolę podciśnienia powietrza oraz stanu filtra, czyli wyznaczenia nowych rozwiązań stanowiących bariery bezpieczeństwa dla turbosprężarki. 3.5.3. Zanieczyszczone kanały chłodnicy powietrza Czwarty omawiany przypadek uszkodzeń turbosprężarek stanowi zdarzenie inicjujące nazwane „zanieczyszczone kanały chłodnicy powietrza”. Zjawisko zwiększania oporów przepływu powietrza za sprężarką jest zjawiskiem niekorzystnym i występującym podczas normalnej pracy podczas zwiększania prędkości obrotowej wału korbowego silnika. Zwiększenie zapotrzebowania na powietrze przez silnik musi zostać skompensowane zwiększeniem ciśnienia tłoczonego powietrza oraz zwiększeniem prędkości przepływu strumienia tego gazu. Przed wystąpieniem nagłych, niekontrolowanych przyrostów ciśnienia podczas zmiany trybu pracy silnika (z -46- przyspieszania na hamowanie przy dużych prędkościach obrotowych wału korbowego silnika i wału turbosprężarki) układ zabezpieczony jest przez zawory bezpieczeństwa itp. Uszkodzenia turbosprężarki związane z przekroczeniem dopuszczalnego ciśnienia za sprężarką mogą powstać np. na skutek nieprawidłowej pracy zaworu upustowego, celowej jego modyfikacji, utraty drożności chłodnicy powietrza, bądź uszkodzenia np. klapy regulacyjnej. Niekorzystny wpływ na pracę turbosprężarki ma również zawór recyrkulacji spalin systemu EGR. W celu sprawdzenia istniejących barier bezpieczeństwa dla tego zdarzenia inicjującego na rysunku 3.5 przedstawiono graficznie drzewo zdarzeń z udziałem zanieczyszczonego wnętrza układu dolotowego. Zanieczyszczone kanały chłodnicy powietrza Czujnik ciśnienia doładowania Akcja serwisanta Okresowe badanie techniczne Tak Zdarzenie Skutek/efekt S1 P (B) inicjujące Skuteczna P (A) P (C) S2 Nie Tak 1-P (B) P (D) S3 Nieskuteczna 1-P (C) Nie 1-P (D) SX Rys. 3.5. Drzewo zdarzeń dla zdarzenia inicjującego „zanieczyszczone kanały chłodnicy powietrza” Barierą B jest czujnik ciśnienia doładowania, który umieszczony jest za chłodnicą powietrza, zatem pomiar ciśnienia w kanale między sprężarką, a chłodnicą powietrza nie jest dokonywany. Bariera nie spełnia swojego zadania. Uwzględnione bariery bezpieczeństwa C i D są zależne od czynnika ludzkiego w taki sam sposób jak kontrola wykonanej naprawy. Przez barierę C rozumie się wszystkie czynności związane z obsługą samochodu mogące mieć wpływ na wykrycie nieprawidłowości – kontrola poziomu oleju w silniku, kontrola stanu filtra powietrza, kontrola działania zabezpieczeń, itp. W tym przypadku nawet regularna kontrola poziomu oleju daje znikome prawdopodobieństwo zdiagnozowania wady. Wykrywalność pozostaje niewielka. Pozwolono sobie zatem posłużyć się barierą D, która oznacza coroczne badania techniczne na stacji kontroli pojazdów z kontrolą emisji spalin, ale nadal nie jest to satysfakcjonującą metodą diagnostyczną. Po pierwsze, ta bariera posiada wiele zmiennych, a badanie stanu technicznego turbosprężarki na podstawie emisji związków spalin jest obecnie niemożliwe. Po drugie, badania te wykonuje się wg innych procedur niż homologacyjne, a po trzecie badanie składu spalin zazwyczaj odbywa się losowo. Skutki poszczególnych zdarzeń S mają następującą interpretację: -47- – Czujnik ciśnienia powietrza wykrył przeładowanie powietrza w układzie dolotowym. Należy sprawdzić elementy układu dolotowego. S2 – Serwisant zlokalizował ubytki oleju w silniku i wskazał na źródło turbosprężarkę. Interwencja powinna polegać na kontroli stanu filtra powietrza oraz wymianie uszczelnień na wale turbosprężarki, a także oleju w silniku. S3 – Badanie techniczne na stacji diagnostycznej wykazało zwiększoną emisję węglowodorów. Nie wykryto nieszczelności komór spalania, a stan układu rozrządu również nie wzbudza podejrzeń. Jako emitera wskazano turbosprężarkę. Interwencja jak w punkcie wyżej. SX – Skutek ten jest wartością krytyczną wystąpienia przypadku utrudnionego przepływu powietrza w układzie dolotowym. Interwencja polega na usunięciu przyczyny, kontroli wszystkich układów silnika, wymianie filtra powietrza oraz zbadaniu stanu turbosprężarki. W przypadku stwierdzenia uszkodzenia naprawy, lub regeneracji. Analiza ilościowa gałęzi sukcesu (niedopuszczenie do zdarzenia krytycznego) opisana została jako P(S1,2), gałąź identyfikowana niepowodzeniem 1 – P(S1,2). Prawdopodobieństwo pojawienia się danego rodzaju skutków w ujęciu ilościowym wynoszą odpowiednio: S1 P(S1) = P(A) · P(B) P(S2) = P(A) · [1 – P(B)] · P(C) P(S3) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)] · P(D) P(SX) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)] · [1 – P(D)]. (16) (17) (18) (19) Wartość prawdopodobieństwa wystąpienia zdarzenia inicjującego określono na podstawie wiedzy eksperckiej jako P(A) = 0,05. Prawdopodobieństwo wystąpienia zdarzenia na barierze B wynosi: P(B) = 0,01, na barierze C wynosi: (C) = 0,01, barierze D wynosi: P(D) = 0,01. Wartości liczbowe prawdopodobieństwa pojawienia się danego rodzaju skutku w ujęciu ilościowym wynosi: P(S1) = 0,0005, P(S2) = 0,000495, P(S3) = 0,00049. (20) Prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia krytycznego jest równe: P(SX) = 0,049 (21) Otrzymaną wartość prawdopodobieństwa P(SX) wprowadzono do 17 kolumny tabeli FMEA. Wartość wskaźnika „W” – wykrywalność zgodnie z tabelą 3.3 ustalono na poziomie 10. Istniejące bariery są mało skuteczne, ochrona systemu przed wystąpieniem uszkodzenia jest niewielka. W opinii autora wada ma bardzo istotne znaczenie, a częstotliwość jej wystąpienia zgodnie z tabelą 3.2 określono na poziomie 6. Iloczyn trzech wskaźników jest równy liczbie priorytetu na poziomie 480. -48- 3.5.4. Niedrożny układ wylotowy Ostatnim przeanalizowanym przykładem jest przyczyna związana z uszkodzeniami turbosprężarek spowodowana zdarzeniem inicjującym nazwanym jako „niedrożny układ wylotowy” i oznaczona na drzewie jako zdarzenie A. Układ wydechowy wraz z elementami układu oczyszczania spalin z założenia generuje wzrost ciśnienia gazów spalinowych w kanale za turbiną. Wartości te ulegają ciągłym zmianom w funkcji prędkości obrotowej wału korbowego silnika, obciążenia silnika, a także stanu reaktora katalitycznego oraz filtra cząstek stałych. Te ostatnie, w zależności od poziomu zapełnienia oraz stanu technicznego mogą powodować zwiększenie oporów przepływu w znaczącym stopniu. Przez wzrost oporów przepływu, podciśnienie związane z odrywaniem się słupa gazów wylotowych za pośrednictwem zamykających się zaworów wylotowych, zostaje zakłócone. Pogarsza się wówczas napełnienie cylindra świeżym ładunkiem oraz zmniejszają się wartości momentu obrotowego, co związane jest z działaniem zjawisk dynamicznych w układzie wylotowym silnika. Chwila rozpoczęcia działania tych zjawisk zależy od intensywności i prędkości przepływu gazów spalinowych. Ponieważ istnieje wiele zmiennych związanych z funkcjonowaniem układu wydechowego trudno jest jednoznacznie określić ich wpływ na pracę turbosprężarki. Układy regulacji i korekcji dokonują kompensacji parametrów pracy urządzeń biorących udział w działaniu silnika, aby w odpowiedzi uzyskać żądaną przez kierowcę nastawę. Pomimo wielu istniejących czujników w układzie wylotowym, brak jest sygnałów informujących system o zachowaniu się turbosprężarki, zatem wykrywalność uszkodzeń związanych z nieprawidłowym funkcjonowaniem układu wylotowego jest znikoma. Na rysunku 3.6 przedstawiono graficznie drzewo zdarzeń z inicjatorem określonym jako „niedrożny układ wylotowy”. Niedrożny układ wylotowy Czujnik różnicy ciśnień Tak Zdarzenie P (B) Skutek/efekt S1 inicjujące P (A) Nie 1-P (B) SX Rys. 3.6. Drzewo zdarzeń dla zdarzenia inicjującego „niedrożny układ wylotowy” W tym przypadku uwzględniono jedną barierę bezpieczeństwa B, która pomimo technicznych możliwości ochronnych nie współpracuje z turbosprężarką. Mierzony parametr różnicy ciśnień w kanale przed i za filtrem cząstek stałych z reguły służy do oceny stanu zapełnienia urządzenia w celu przeprowadzenia procedury redukcji sadzy. -49- Kolejną barierą bezpieczeństwa, którą można by uwzględnić jest działania eksploatacyjno-serwisowe. Trwałość filtra typu mokrego (FAP) lub suchego (DPF) przy prawidłowej eksploatacji szacuje się odpowiednio na ok. 180 i 300 tys. kilometrów. Zakładając prawidłową obsługę i poprawne regeneracje oraz wymiany filtrów zgodnie z zaleceniami po określonym kilometrażu, można zaproponować kolejną barierę. Powszechnie wiadomo, że praktyka związana z tymi czynnościami jest inna, zatem zaproponowana bariera będzie miała skutek odwrotny. Skutki poszczególnych zdarzeń S mają następującą interpretację: S1 SX – Czujnik różnicowy w kanale za turbosprężarką wysyła sygnał o przekroczeniu wartości ciśnienia spoza wyznaczonego zakresu. Interwencja polega na sprawdzeniu poprawności działania układu oczyszczania spalin, bądź kontroli układu wylotowego silnika. – Skutek ten jest wartością krytyczną wystąpienia zbyt dużego ciśnienia spalin utrzymującego się przez znaczny czas. Interwencja polega na usunięciu przyczyny, udrożnieniu kanału wylotowego, zbadaniu stanu turbosprężarki. W przypadku stwierdzenia uszkodzenia naprawy, lub regeneracji. Analiza ilościowa gałęzi sukcesu (niedopuszczenie do zdarzenia krytycznego) opisana została jako P(S1), gałąź identyfikowana niepowodzeniem 1 – P(S1). Prawdopodobieństwo pojawienia się danego rodzaju skutków w ujęciu ilościowym wynoszą odpowiednio: P(S1) = P(A) · P(B) P(SX) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)]. (22) (23) Wartość prawdopodobieństwa wystąpienia zdarzenia inicjującego określono na podstawie wiedzy eksperckiej jako P(A) = 0,05. Prawdopodobieństwo wystąpienia zdarzenia na barierze B wynosi: P(B) = 0,01. Wartości liczbowe prawdopodobieństwa pojawienia się danego rodzaju skutku w ujęciu ilościowym wynosi: P(S1) = 0,0005. (24) Prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia krytycznego jest równe: P(SX) = 0,0495. (25) Otrzymaną wartość prawdopodobieństwa P(SX) wprowadzono do 17 kolumny tabeli FMEA. Wartość wskaźnika „W” – wykrywalność zgodnie z tabelą 3.3 ustalono na poziomie 10. Istniejące bariery są mało skuteczne, ochrona systemu przed wystąpieniem uszkodzenia istnieje, ale sygnał nie jest odpowiednio przetwarzany. W opinii autora wada ma bardzo istotne znaczenie równe 9, a częstotliwość jej wystąpienia zgodnie z tabelą 3.2 określono na poziomie 5. -50- W celu poprawy wykrywalności zaleca się wykorzystać istniejące sygnały do monitorowania parametrów ciśnienia za turbiną. Na podstawie przeprowadzonej identyfikacji uszkodzeń, popartą analizą dodatkowo FMEA oraz ETA sformułowano cel i tezy pracy opisane w następnym rozdziale rozprawy. 3.6. Uwagi do analizy FMEA oraz ETA w aspekcie emisji szkodliwych związków spalin Wykonanie identyfikacji przyczyn uszkodzeń turbosprężarek umożliwiło przeprowadzenie analizy FMEA w aspekcie wskaźników pracy oraz wpływu na działanie współpracującego z nią silnika. Dzięki dekompozycji turbosprężarki, analizie części oraz wiedzy eksperckiej możliwe było pozyskanie odpowiedniej liczby danych wejściowych. Znaczenie wad wynika z zasady działania turbosprężarek, częstotliwość uwzględniono przy współpracy z grupą specjalistów zajmujących się regeneracją tych urządzeń. Wykrywalność zbadana została przy pomocy analizy ETA uwzględniając istniejące bariery całego systemu. Dzięki temu, możliwe było obliczenie liczby priorytetu i wyznaczenie najsłabszych punktów układu. Wszystkie wspomniane zabiegi pozwalają wskazać sposoby poprawy wskaźników niezawodnościowo-trwałościowych. O ile kierunek działań związanych z poprawą wykrywalności pojawiających się uszkodzeń dotyczących wskaźników pracy turbosprężarek jest rozpoznany, o tyle brak jest narzędzi, sposobów i metod, dzięki którym możliwe jest oddziaływanie na uszkodzenia generujące zwiększoną emisję szkodliwych związków spalin. Znaczenie wad zdeterminowane jest przez normy emisyjne uwzględniające dopuszczalne granice emisji poszczególnych związków i jest ono znane. Częstotliwość występowania tych wad nie jest znana, ponieważ wykrywalność jest znikoma. Powszechnie uważa się, że wykrycie wady możliwe jest wtedy, gdy dochodzi do unieruchomienia lub całkowitego uszkodzenia urządzenia. Stany pośrednie nie są uwzględniane. Brak jest narzędzi umożliwiających zbadanie wpływu wyizolowanej turbosprężarki na globalną emisję związków toksycznych z pojazdu. Ponadto, nie prowadzi się okresowych badań tej emisji, tym bardziej jeśli chodzi o podział na źródło powstawania tych związków. Przy obecnie zaostrzonych, dopuszczalnych wartościach ilości związków emitowanych do atmosfery nie jest możliwe wskazanie ich źródła bez użycia specjalistycznego sprzętu. Wykrywalność uszkodzeń związanych z szerokorozumianym wpływem właściwości ekologicznych jest znikoma. Jednym z możliwych wskaźników wystąpienia uszkodzenia jest pomiar poziomu oleju w misce olejowej silnika (ZS) który nie dość, że nie jest miarodajny to na jego podstawie trudno jest wskazać miejsce generujące ubytki. Należy również uwzględnić, że możliwe jest, aby ubytki związane z uszkodzoną turbosprężarką uzupełniane były przez np. olej napędowy spływający po ściankach komory spalania, w trakcie błędnie przeprowadzonych procedurach regeneracji filtra cząstek stałych. Korzystanie z metody ETA wykonując analizę FMEA w aspekcie emisji szkodliwych związków spalin jest szczególnie utrudnione, ponieważ brak jest -51- odpowiednich danych wejściowych oraz barier mogących ograniczać to zjawisko. Nieznane są również skutki wpływające na tworzenie się poszczególnych związków toksycznych. Układ sterowania odpowiadający za skład mieszanki palnej w silnikach o ZI wyposażony w czujnik tlenu jest układem korekcyjnym. Sygnały wysyłane przez czujnik umieszczony w układzie wydechowym działający w pętli zwrotnej, umożliwiają wprowadzanie niewielkich zmian mających wpływ na skład mieszanki palnej oraz na finalną emisję szkodliwych związków spalin. Zakres korekcji jest jednak ograniczony, co w skrajnych przypadkach powoduje zadanie domyślnej wartości parametrów odpowiadających za skład substancji palnej, powyżej której układ nie będzie dokonywał samoregulacji. Nie spowoduje to zatrzymania silnika, nie będzie też działać prewencyjnie w stosunku do ochrony silnika oraz jego elementów, pozostawiając negatywne oddziaływanie na warunki spalania. Przy obecnym stanie wiedzy tworzenie i analizowanie drzew ETA nie jest możliwe ze względu na brak podstawowych informacji. Wykrywalność pozostaje wciąż na znikomym poziomie (współczynnik „W” przyjmuje wówczas wartości z przedziału 910). Autor proponuje zatem wykonać badania na wyizolowanej turbosprężarce w celu określenia wpływu typowego uszkodzenia eksploatacyjnego na poprawne działanie turbosprężarki. Zadanie to opisane zostanie w rozdziale 5 – metodyka badań drogowych. -52- 4. Cele i tezy pracy Podsumowując analizę literaturową zagadnień związanych z identyfikacją przyczyn uszkodzeń turbosprężarek silników spalinowych można sformułować następujące wnioski: 1. Turbosprężarka współpracująca z silnikiem spalinowym stanowi nieodłączny układ i w celu identyfikacji przyczyn uszkodzeń należy traktować oba elementy systemowo. Na poprawne funkcjonowanie urządzenia istotny wpływ ma środowisko pracy obu maszyn. 2. Uszkodzenia turbosprężarek są procesem złożonym, zależnym od wielu czynników konstrukcyjnych i eksploatacyjnych, mechanizm uszkodzeń i ich przyczyn jest znany ale trudny do wykrycia we wczesnym stadium. Zagadnienia opisane w rozdziale 2 wskazują pewne cechy występowania uszkodzeń; na ogół uszkodzenia postępują lawinowo, a praprzyczyna tkwi najczęściej w parametrach jakościowych oraz ilościowych mediów biorących udział w pracy maszyn. 3. Ze względu na zasadę działania i konstrukcyjne cechy powszechnie stosowanych turbosprężarek, należy założyć, że dokonując identyfikacji uszkodzeń tych urządzeń można traktować je jako tożsame. Należy jednak określić poziom ufności badanego turbozespołu i uwzględnić go podczas dyskusji wyników. 4. Istnieje konieczność przeprowadzenia badań stanowiskowych, w odizolowanym środowisku pracy turbosprężarki, umożliwiających symulowanie zjawisk mających niekorzystny wpływ na trwałość, podczas pracy turbosprężarki sprzężonej z silnikiem spalinowym, z którym współpracuje. Mając na uwadze powyższe spostrzeżenia można sformułować główny cel pracy. Celem pracy jest określenie wpływu ilościowej zmiany wskaźników pracy turbosprężarek samochodowych na poziom emisji związków szkodliwych pozwalające na zaproponowanie zmian poprawiających wykrywalność uszkodzeń turbosprężarek Podjęcie zagadnienia związanego z uszkodzeniami turbosprężarek w niniejszej pracy było spowodowane niewystarczającą wiedzą dotyczącą zjawisk zachodzących podczas funkcjonowania turbosprężarki sprzężonej z silnikiem spalinowym. Na podstawie wykonanej systematyki uszkodzeń przy użyciu analizy FMEA nasuwa się pytanie: na które wskaźniki (Z, R, W) można wpływać podczas eksploatacji funkcjonującego urządzenia, aby przedłużyć okres międzynaprawczy. Przeprowadzone studium literatury oraz doświadczenie eksperckie z praktyki rzeczoznawczej autora pozwalają sformułować następującą tezę: Teza: Możliwe jest określenie ilościowego wpływu wybranych parametrów związanych z pracą turbosprężarki samochodowej na jej parametry eksploatacyjne i emisję związków szkodliwych ze współpracującym z nią silnikiem. -53- Objaśnienie tezy głównej: Przez mierzalne określenie stopnia wpływu danego, niekorzystnego zjawiska (oddziałującego na którykolwiek układ lub element systemu doładowania) rozumie się zmierzenie takiej wielkości mechanicznej, która w wyraźny sposób pozwoli ocenić, że w określonych warunkach pracy, badany parametr wychodzi poza zakres nominalnych wartości projektowych układu lub elementu systemu doładowania. Tym samym przez parametry związane z pracą turbosprężarki rozumie się np. prędkość obrotową wirnika, co może mieć wpływ na parametry eksploatacyjne np. ciśnienie doładowania. Warunki eksploatacji dotyczą wpływu wszystkich parametrów ilościowych oraz jakościowych mediów biorących udział w pracy turbosprężarki w korelacji z silnikiem spalinowym, z którym współpracuje. Teza pomocnicza: Zwiększenie możliwości oceny wybranych parametrów pracy turbosprężarki samochodowej i silnika wynikających z analizy FMEA, umożliwia zmniejszenie awaryjności urządzeń i emisji związków szkodliwych. Objaśnienie do tezy pomocniczej: Modelowanie FMEA daje możliwość weryfikacji teoretycznej zaproponowanych rozwiązań konstrukcyjnych i monitorujących. Autor ograniczył się do tej metody, ponieważ nie wykonano walidacji założeń zaproponowanych na podstawie przeprowadzonych badań. Ocena parametrów pracy turbosprężarki realizowana będzie przy pomocy dodatkowych elementów takich jak czujniki, bądź przetworniki umożliwiające (z zastosowaniem istniejących rozwiązań diagnostycznych), monitorowanie parametrów pracy systemu doładowania. Systemem doładowania nazywa się wszystkie wspólne elementy, urządzenia i układy biorące udział w procesie zasilania, smarowania, chłodzenia, sterowania i odbioru mocy. Modyfikacje i rozwiązania zostaną zaproponowane przez autora. Przez zmniejszenie awaryjności rozumie się poprawę wykrywalności uszkodzeń, czyli poinformowanie pierwszej stwierdzonej zmiany parametrów będących poza założonym, dopuszczalnym zakresem wartości określonych w algorytmie postępowania systemu monitorującego działanie układu turbodoładowania. System monitorujący może zadziałać w sposób bierny, w postaci informacji wyświetlanej na tablicy rozdzielczej samochodu, bądź w sposób czynny – przełączyć program sterowania na tryb awaryjny. Pod pojęciem „zmniejszenie emisji związków szkodliwych” rozumie się takie działanie systemu turbodoładowania, które generuje lokalnie zwiększoną emisję któregokolwiek ze szkodliwych składników spalin w określonym czasie, ale też globalnie w postaci konieczności wykorzystywania energii do produkcji, transportu nowych elementów, oraz recyklingu zużytych części [41]. Wykrywalność przez człowieka realizowana jest przy użyciu wszystkich bodźców które mogą zostać odebrane przez odpowiednie zmysły wzroku, słuchu, dotyku. -54- Cel pracy należy uznać za osiągnięty, gdy: przeprowadzone zostaną symulacje zjawisk mających negatywny wpływ na działanie systemu turbodoładowania, uzyska się odpowiednią liczbę reprezentatywnych wyników pomiarów dotyczących danego zjawiska, wykazany zostanie widoczny wpływ symulowanych zjawisk na parametry pracy turbosprężarki. Aby cel cząstkowy został osiągnięty należy: jako podstawowe kryterium oceny przyjąć wartości parametrów eksploatacyjnych podczas rzeczywistych warunków ruchu pojazdu, dokonać weryfikacji pracy uszkodzonej turbosprężarki na tle nowej, bądź regenerowanej. Do realizacji celu pracy przyjęto harmonogram wykonania poszczególnych zadań. Cząstkowe zadania badawcze: podział przyczyn uszkodzeń ze względu na środowisko powstawania (olej, spaliny, powietrze), usystematyzowanie uszkodzeń elementów składowych turbosprężarek na bazie analizy FMEA, wyznaczenie zakresu badań stanowiskowych z uwzględnieniem typowych przyczyn uszkodzeń turbosprężarek, określenie zakresu badań drogowych w celu zbadania wpływu pracy turbosprężarki na emisję szkodliwych związków spalin, wykonanie badań stanowiskowych i określenie parametrów pracy zjawisk mających niekorzystny wpływ na pracę turbosprężarki, wykonanie badań drogowych, określenie prawdopodobieństwa zajścia zdarzeń przy użyciu metody ETA, wybór najbardziej znaczących parametrów, będących odpowiedzią symulowanych zjawisk oraz dobór odpowiednich czujników monitorujących, zastosowanie wybranych rozwiązań do modelowania przy pomocy metody ETA, walidacja zaproponowanego rozwiązania analizą FMEA. -55- Rozdział Wnioski Opis przeprowadzonych badań i symulacji oraz analiza otrzymanych wyników Fuzja wiedzy powszechnej, warsztatowej, doświadczalnej, eksperckiej i badań wstępnych Geneza Funkcja pracy Wprowadzenie i geneza tematu 1 Analiza przyczyn najczęściej występujących przyczyn uszkodzeń turbosprężarek (dekompozycja z uwzględnieniem wad) 2 Analiza FMEA i metoda ETA (opis metod w zarysie, ) 3 4 Cel i teza pracy Metodyka badań stanowiskowych i drogowych (przedmiot i zakres badań, stanowisko badawcze, opis działań) Badania stanowiskowe ss Badania drogowe w aspekcie: Węzła olejowego 5 Wybranego uszkodzenia na emisję spalin Węzła gazowego (powietrznego) Działania uszkodzonego urzadzenia Węzła gazowego (spalinowego) Analiza wyników badań 6 Propozycja rozwiązań poprawiających wykrywalność uszkodzeń 7 Podsumowanie, wnioski końcowe i kierunki dalszych prac 8 -56- 5. Metodyka badań 5.1. Analiza poziomu ufności wyników badań wstępnych Badania stanowiskowe przeprowadzono na turbosprężarce jednego typu (GARRETT GT 1544V) będącej reprezentatywnym przykładem na poziomie ufności równym 90 % populacji wszystkich turbosprężarek wykorzystywanych w doładowaniu silników spalinowych pojazdów osobowych. Poziom istotności jest to próg, wedle którego można ocenić z jakim prawdopodobieństwem różnice, które zostały zaobserwowane są dziełem przypadku. To znaczy, że uzyskane wyniki są potwierdzeniem przeprowadzonych badań i pomiarów z prawdopodobieństwem 91 %. Poziom ufności ustalono w oparciu o cechy usystematyzowane w kilku podgrupach uwzględniając znaczenie dla systemu w aspekcie uszkadzalności. Zestawienie przedstawiono w tabeli 5.1. Zaproponowane urządzenie reprezentuje 100 % turbosprężarek wykorzystujących energię spalin do napędu, w 99 % jest zbieżna z całą populacją pod względem zasady działania (promieniowo-osiowej) turbiny i (osiowopromieniowej) sprężarki. Sprężane powietrze w 99 % przypadków przygotowywane jest w ten sam sposób, co zaproponowane urządzenie. Rozwiązanie to realizowane jest przez zastosowanie papierowego filtra powietrza umieszczonego na początku układu dolotowego. Olej, który smaruje łożyska oraz bierze udział w wymianie ciepła w 99 % przypadków jest tożsamy z całą populacją. Działanie jest zależne od pracy silnika w 95% populacji. Istotną cechą ze względu na parametry pracy jest przeznaczenie urządzenia. Wybrana turbosprężarka przeznaczona jest do pracy z silnikiem o zapłonie samoczynnym, dlatego udział w populacji ustalono na poziomie 60%, co znacząco obniża poziom ufności, ale zasadniczo nie ma istotnego znaczenia w dalszych działaniach. Turbosprężarki współpracujące z silnikami o ZI funkcjonują w większym przedziale temperatur niż turbosprężarki silników o ZS. Testy przeprowadzono na specjalnie zbudowanym stanowisku badawczym wykorzystując silnik o zapłonie iskrowym jako wytwornicę spalin, na którym istnieje możliwość zadania dowolnych parametrów pracy (również z zakresu pracy silnika o ZS). -57- Tabela 5.1. Określenie poziomu ufności badanej turbosprężarki Zzasada dzialania Wykorzystanie energii spalin do napędu Turbina promieniowo - osiowa Spreżarka osiowo - promieniowa Maksymalna prędkość obrotowa wałka TS Przygotowanie powietrza z wykorzystaniem papierowego filtra pow. Działanie zależne od pracy silnika Współpraca z silnikiem o ZS Budowa Korpus wykonany z żeliwa Łożysko promieniowe z jednej części Obecność blaszki termicznej 99% 70% 90% Smarowanie Procentowy udział w populacji 100% 99% 99% 99% 99% 95% 60% Smarowanie lożysk olejem silnikowym Nominalne ciśnienie oleju na poziomie 2 bar (pow. 2000 obr/min) Grawitacyjny spływ oleju do miski olejowej Łożyska ślizgowe 2 rodzaje łożysk (promieniowe i osiowe) Uszczelnienie labiryntowe Przygotowanie oleju za pomocą filtra oleju 99% 99% 99% 80% 99% 99% 99% Inne Cecha Sterowanie kierownicą spalin ze zmienną geometrią Siłownik membranowy z popychaczem Sterowanie podciśnieniowe Olej pełniący funkcję chłodziwa 60% 99% 50% 99% poziom ufności turbospreżarki testowanej na stanowisku 90% 5.2. Opis stanowiska badawczego i aparatury pomiarowej Badania zasadnicze podzielono na dwa etapy. Część stanowiskową, na której modelowano zjawiska oraz część drogową wykonaną w rzeczywistych warunkach ruchu. Badania turbosprężarek w zależności od celu testów wykonuje się na różnego typu stanowiskach. Jednym z rozwiązań jest zasilanie turbiny strumieniem sprężonego powietrza. Schemat stanowiska oraz jego widok przedstawiono na rysunku 5.1. Powietrze do zbiornika „Z” dostarczane jest przez sprężarkę „SP”. Zbiornik napełnia się sprężonym powietrzem do określonego, minimalnego ciśnienia. Opróżnienie zbiornika odbywa się sekwencyjnie, w celu zapewnienia odpowiedniego wydatku powietrza umożliwiając rozpędzenie turbosprężarki do właściwych prędkości. Stanowisko tego typu posiada możliwości tworzenia charakterystyk przepływowych. -58- a) b) Rys. 5.1. Stanowisko „Flux Test”: a) schemat ideowy, b) widok rzeczywisty [20] Nie ma jednak możliwości przeprowadzenia testów wymagających większych temperatur gazów. Układ posiada także ograniczone sposobności sterowania przepływem powietrza ze względu na ograniczony wydatek sprężarki i złożony układ pneumatyczny. Coraz częściej w układzie instaluje się dodatkowy wymiennik ciepła (rys. 5.2 a), który ogrzewa powietrze dostarczane na łopatki turbiny ze zbiornika. Warunkiem jest zminimalizowanie strat ciepła nagrzanego powietrza (rys. 5.2 b) poprzez zastosowanie odpowiednich izolacji. Na stanowisku pneumatycznym utrudnione są badania z zakresu współpracy TS z silnikiem spalinowym. a) b) Rys. 5.2. Stanowisko „Flux Test” z układem podgrzewającym powietrze: a) schemat ideowy, b) widok rzeczywisty (dodatkowo izolacja termiczna)[24] Alternatywnym rozwiązaniem stanowiska „Flux Test” jest opcja z wykorzystaniem strumienia gorących gazów. W tej koncepcji napęd turbosprężarki odbywa się poprzez strumień gorących gazów. Schemat działania układu przedstawiono na rysunku 5.3. Powietrze dostarczane jest do komory spalania „KS”, po spaleniu gazy dostarczane są do turbiny „T” wprowadzając w ruch układ TS. Sprężarka „S” w zależności od rozwiązania może być połączona z komorą spalania, lub tłoczyć powietrze do niezależnego zbiornika. -59- a) b) Rys. 5.3. Stanowisko do Hot Gas Test: a) schemat ideowy, b) widok na komorę i turbosprężarkę podczas testów [63] Stanowisko takie jest najpowszechniej wykorzystywane wśród producentów TS. Najczęściej wykorzystuje się je do sporządzania charakterystyk przepływowych turbiny i sprężarki oraz realizacji specjalnych procedur testowych. Niezbędne jest zapewnienie właściwych parametrów oleju smarującego TS. W związku z powyższym do zalet stanowiska należy zaliczyć możliwość przeprowadzania testów m.in. w skrajnych warunkach pracy (temperatura do 1300 C), podczas długotrwałego obciążenia. Najczęściej stanowiska takie wyposażone są w czujniki i elementy wykonawcze pozwalające na zautomatyzowanie procedur testowych. Stanowisko posiada również pewne wady, ze względu na komorę spalania, która najczęściej jest komorą żarową zbliżoną konstrukcyjnie do komory spalania silników przepływowych, w celu uzyskania stabilnych parametrów pracy niezbędne jest precyzyjne dozowanie paliwa oraz stosowania układów przeciwdziałających wygaszaniu płomienia w komorze. Do wad stanowiska należy zaliczyć również trudności w uwzględnieniu współpracy TS z silnikiem spalinowym, szczególnie podczas badań eksploatacyjnych oraz utrudnioną kontrolę nad procesem spalania w komorze przy stanowiskach mniej zaawansowanych [39]. Kolejnym rozwiązaniem umożliwiającym zasilanie turbosprężarki jest zastosowanie sinika spalinowego jako wytwornicy spalin. Do napędu turbosprężarki wykorzystuje się strumień gorących gazów pochodzących z komory spalania silnika spalinowego. Schemat działania układu przedstawiono na rysunku 5.4. Rys. 5.4. Schemat ideowy stanowiska z wykorzystaniem silnika spalinowego jako wytwornicy spalin -60- Powietrze wraz z paliwem dostarczane jest do komory spalania silnika spalinowego „SSp”, gdzie następuje spalanie mieszanki. Po spaleniu, gazy trafiające na łopatki wirnika turbiny wprowadzają w ruch wał TS. Sprężone powietrze nie jest dalej wykorzystywane, układ nie jest połączony z układem dolotowym silnika. Na potrzeby badań zaprojektowano i wykonano stanowisko wykorzystujące strumień gorących gazów z silnika spalinowego. Rys. 5.5. Widok rzeczywisty stanowiska z wykorzystaniem silnika spalinowego jako wytwornicy spalin Główną zaletą omawianego stanowiska jest fakt, że warunki badawcze są maksymalnie zbliżone do warunków rzeczywistych TS sprzężonej z silnikiem. Temperatura, ciśnienie oraz pulsacje ciśnienia są zbliżone do tych panujących w kolektorze wylotowym doładowanego silnika spalinowego. Prace konstrukcyjne wymagały wykonania modyfikacji kolektora silnika, do którego włączono turbinę. Ujście spalin z turbiny podłączone zostało do układu odprowadzania spalin ze stanowisk hamulcowych laboratorium [64], [21]. Korzystną cechą jest również fakt, że silnik o zapłonie iskrowym, ze względu na szeroki zakres temperatury spalin może współpracować zarówno z turbosprężarkami dedykowanymi do silników zasilanych benzyną, jak i olejem napędowym. Smarowanie węzła łożyskowego odbywa się przy wykorzystaniu zewnętrznego układu olejenia, który umożliwia zachowanie stałej, dowolnie zadanej temperatury medium smarującego. Dla zapewnienia odpowiedniego ciśnienia oleju oraz niezbędnego wydatku zastosowano zębatą pompę olejową. Wał pompy wprowadzany jest w ruch obrotowy za pośrednictwem stałego sprzężenia z silnikiem elektrycznym o mocy 0,12 kW sterowanym falownikiem. Taka koncepcja, z wykorzystaniem reduktora i zaworu trójdrożnego (rys. 5.6) umożliwia zadanie dowolnych parametrów wydatku pompy oleju w funkcji prędkości obrotowej rzeczywistego silnika spalinowego. -61- Rys. 5.6. Widok zaworu trójdrożnego z reduktorem ciśnienia oleju Układ ten, posiada niezależny zasobnik (rys. 5.7) wyposażony w zespół grzewczy z termostatem umożliwiający utrzymanie zadanej temperatury czynnika smarującego. Rys. 5.7. Widok zasobnika oleju niezależnego układu smarowania Za czystość oleju odpowiada filtr umieszczony w układzie przed pompą widoczny na rysunku 5.8. Rys. 5.8. Widok filtra oleju niezależnego układu smarowania -62- Do nadzoru oraz rejestracji parametrów czynników w poszczególnych gałęziach układu, wykorzystywane zostały czujniki oraz przetworniki ciśnienia. Pomiar temperatury odbywał się przy pomocy termopar typu K. Na rysunku 5.9 pokazano sposób montażu czujników. 5 6 3 1 2 4 Rys. 5.9. Miejsce i sposób montażu termopar. 1 – miejsce wprowadzenia czujnika temperatury powietrza za sprężarką, 2 – miejsce wprowadzenia czujnika temperatury oleju, 3 – miejsce pomiaru temperatury oleju, 4 – miejsce wprowadzenia i pomiaru ciśnienia za sprężarką, 5 – miejsce przyłącza do pomiaru ciśnienia oleju wraz z chłodnicą czynnika, 6 – miejsce montażu czujnika temperatury spalin za turbiną Ciśnienia w kanałach dolotowych i wylotowych turbiny jak i sprężarki mierzono za pomocą przetworników firmy Keller. Pomiary rejestrowano z częstotliwością 1 Hz. Pełny schemat ideowy przedstawiono na rysunku 5.10. Wadą systemu z wykorzystaniem silnika, jako wytwornicy spalin jest fakt, że strumień energii spalin jest ściśle powiązany z obciążeniem i prędkością obrotową, co powoduje dyssypację energii w hamulcu oraz pokonanie oporów własnych silnika. Stanowisko zasilane jest wytwornicą spalin zbudowaną z czterocylindrowego, wolnossącego, szesnastozaworowego silnika o zapłonie iskrowym produkcji Fiata o pojemności 1,2 dm3 z oznaczeniem handlowym MPFI (rys. 5.11). Moc jaką można uzyskać to 52 kW/6000 min -1, moment obrotowy – 102 Nm/3250 min-1. Hamulec, jaki wykorzystano do tego stanowiska to hamulec marki AMX-210/100 o dowolnym kierunku pracy z maksymalną mocą obciążeniową na poziomie 100 kW oraz maksymalnej prędkości obrotowej 10 000 obr/min, momentem max 240 N·m. -63- Tłumik Reduktor ciśnienia 2 bar Zasobnik ciśnienia Zawór kulowy wziernik Silnik Czujnik ciśnienia Hamulec Czujnik temp. Czujnik ciśnienia Czujnik temp. laweta Turbina Miernik prędkości obrotowej Sprężarka Zawór kulowy Czujnik temp. Wyciąg spalin Czujnik temp. Czujnik temp. Czujnik temp. Czujnik ciśnienia Zawór kulowy Czujnik ciśnienia Różnicowy czujnik ciśnienia Czujnik ciśnienia Reduktor Czujnik ciśnienia Zawór kulowy Zawór przelewowy Filtr powietrza Pompa oleju Czujnik temp. Zasobnik oleju z przewodem grzewczym Filtr oleju Silnik elektryczny Rys. 5.10. Schemat ideowy stanowiska badawczego Rys. 5.11. Widok silnika spalinowego pełniącego funkcję wytwornicy spalin -64- Silnik wyposażony jest w kompletną aparaturę (tj. układ zasilania, chłodzenia, smarowania oraz hamulec) umożliwiającą ciągłą pracę oraz regulację mocy i momentu obrotowego, dzięki czemu możliwe jest wytwarzanie kontrolowanego strumienia spalin o zadanym parametrze [50]. Pomiar prędkości obrotowej wału turbosprężarki odbywa się za pomocą optycznego czujnika TurboSpeed sensor firmy AVL (rys. 5.12). Ze względu na sposób działania czujnika konieczna była modyfikacja układu dolotowego. Do tego celu wykorzystano dodatkowy króciec, w którym zamontowano czujnik. Zakres pomiaru wynosi od 6 do 250 tys. obr/min. a) b) Rys. 5.12. Sposób montażu czujnika do pomiaru prędkości obrotowej wału turbosprężarki (rys. a) oraz wiązka świetlna optycznego sensora oświetlającego nakrętkę wirnika sprężarki (rys. b) Pomiar ciśnienia strumienia spalin za turbiną zrealizowany został przy pomocy czujnika różnicy ciśnień pochodzącego z samochodu osobowego. Schemat ogólny przedstawiono na rysunku 5.13 a. Zasada działania czujnika opiera się na zmianie wychylenia membrany z elementów piezoelektrycznych w kanale znajdującym się pomiędzy króćcami filtra (rys. 5.13 b). Sygnały z czujnika ciśnienia gazów spalinowych, czujników temperatury przed i za filtrem, oraz sygnał z miernika przepływu masy powietrza, tworzą jednostkę pozwalającą na ustalenie stanu nasycenia filtra cząstek stałych. Czujnik ten wykorzystany został do symulacji zmiany drożności filtra cząstek stałych i jego wpływu na parametry pracy turbosprężarki [42]. Dla potrzeb badawczych filtr cząstek stałych zastąpiono zaworem kulowym (zaznaczonym czerwoną strzałką na rysunku 5.14), który został zainstalowany w układzie wylotowym za turbiną. Wymiary charakterystyczne zaworu podane zostały w tabeli 2. -65- a) b) Rys. 5.13. Czujnik różnicy ciśnień a) widok ogólny, b) schemat ideowy [82] Rys. 5.14. Widok zaworu kulowego wraz z czujnikiem różnicowym Tabela 5.2. Parametry geometryczne zaworu kulowego [34] = 40 mm L = 80 mm W = 100 mm H = 80 mm Współczynnik strat zaworu kulowego w funkcji jego stopnia zamknięcia (rys. 5.15 a) jest zbliżony do przebiegu zmian ciśnienia różnicowego podczas zapełniania filtra cząstek stałych (rys. 5.15 b). -66- a) b) Rys. 5.15. a) Współczynnik strat zaworu w funkcji stopnia zamknięcia [34], b) Zmniejszenie ciśnienia spalin oraz skuteczność filtracji w funkcji masowego zapełnienia filtra sadzą [65] Podczas prowadzenia wszystkich prób układ wydechowy był otwarty, tj. nie posiadał żadnych elementów tłumiących. Do pomiaru składu spalin wykorzystano analizator TESTO typ 360 (rys. 5.16). Obsługa – Sterowanie – Akwizycja danych Natężenie przepływu Sonda Pomiar temperatury Pomiar wilgotności spalin Grzana droga poboru spalin O2 Wylot próbki spalin CO Odparowanie gazów NO NO2 SO2 CO2 Sterowanie pomiarem Zasilanie Ogrzewanie Gaz wzorcowy Wylot kondensatu Rys. 5.16. Schemat ideowy analizatora spalin firmy TESTO typ 360 [79] Do pomiaru tlenku węgla, dwutlenku siarki, tlenków azotu zastosowano w tym urządzeniu analizator amperometryczny [79]. Do pomiaru dwutlenku węgla – analizator NDIR. Do pomiaru tlenu – analizator galwaniczny. Do pomiarów węglowodorów – analizator wykorzystujący zmianę rezystancji opornika pokrytego katalizatorem. Zmiana rezystancji związana jest ze zmianą temperatury opornika, która wzrasta na skutek utleniania na katalizatorze składników spalin. -67- Sondę umieszczono na końcu układu wylotowego (w miejscu zaznaczonym czerwoną strzałką – rysunku 5.17. Tabela 5.3. Zakres i dokładność pomiaru związków mierzonych analizatorem spalin Testo 360 Wielkość mierzona Zakres pomiaru Błąd pomiaru CO 0 – 10 000 ppm poniżej 2,0% zakresu CO2 0 – 25% obj. poniżej 1,5% zakresu HC 0 – 5% obj. poniżej 10% zakresu NOX 0 – 3500 ppm poniżej 3,8% zakresu SO2 0 – 5000 ppm poniżej 2,5% zakresu O2 0 – 21% obj. poniżej 1,2% zakresu o Temperatura spalin 20 – 800 C 4oC Rys. 5.18. Widok stanowiska badawczego Regulacja prędkości obrotowej wału turbosprężarki odbywa się pośrednio. Energia potrzebna do napędu generowana jest ze wielkości strumienia gazów spalinowych oraz temperatury tego strumienia. Zmiana odbywa się poprzez zwiększanie prędkości obrotowej wału korbowego silnika oraz obciążenia generowanego przez hamulec. Te dwie zmienne decydują o wartości parametrów gazów spalinowych kierowanych na łopatki turbiny i jest to regulacja zgrubna. Drugim rozwiązaniem jest zmiana kąta nachylenia łopatek kierownicy spalin przy pomocy siłownika podciśnieniowego sterowanego manualną pompą podciśnieniową. Na potrzeby badań, zdecydowano się ustawić siłownik w pozycji maksymalnie otwartej, czyli turbosprężarka w każdej próbie generowała największą moc. Doświadczalne wyznaczenie parametrów pracy silnika -68- wytwarzającego spaliny pozwoliło określić żądane przedziały pracy turbosprężarki. Parametry oleju smarującego łożyska zapewnione zostały przez zębatą pompę olejową zasilaną silnikiem elektrycznym zapewniającą właściwy wydatek, zasobnikiem oleju z układem grzewczym (stała temperatura) oraz reduktorem hydraulicznym z zaworem dwudrożnym zapewniającym stałe ciśnienie oleju na łożyskach turbosprężarki. 5.3. Opis stanowiska badawczego i aparatury pomiarowej (badania drogowe) Drugi etap badań – część drogowa, wykonana została w rzeczywistych warunkach eksploatacyjnych z wykorzystaniem pojazdu osobowego typu PC (Pasanger Car) z grupy VAG o oznaczeniu handlowym Golf IV (rys. 5.19). Rys. 5.19. Widok pojazdu z zamontowaną aparaturą pomiarową Pojazd, fabrycznie został wyposażony w turbodoładowany silnik o zapłonie iskrowym o pojemności 1,8 dm3, z turbosprężarką firmy KKK K03-011A. Jest to powszechnie stosowane rozwiązanie z osiowo-promieniową sprężarką oraz promieniowo-osiową turbiną. Chłodzenie korpusu realizowane jest przy pomocy układu chłodzenia silnika. Wał łożyskowany jest przy pomocy jednego łożyska poprzecznego i jednego wzdłużnego. Regulacja wydatku powietrza odbywa się za pomocą zaworu upustowego (waste gate). Ciśnienie kalibracyjne zaworu wynosi 0,43 bara i jest równe 4 mm wysunięcia popychacza siłownika. Średnica wirnika turbiny wynosi 45 mm, liczba łopatek – 11 szt. Wirnik sprężarki (typu superback) ma średnicę 50 mm i zbudowany jest z 12 łopatek [36]. Na potrzeby badań, układ turbodoładowania wyposażono w czujniki temperatury i przetworniki ciśnień oraz czujnik laserowy do pomiaru prędkości obrotowej wału (opisane w części stanowiskowej). Ponadto zastosowano dwustanowy pomiar położenia zaworu upustowego bazujący na zasadzie wyłącznika krańcowego (rys. 5.20), którym określano początkową fazę otwarcia zaworu upustowego. -69- Rys. 5.20. Widok fragmentu turbosprężarki z zamontowanym wyłącznikiem krańcowym Pozostałe wielkości oraz parametry pracy silnika rejestrowano z wykorzystaniem urządzenia serwisowego VAG-COM komunikującego się z portem OBD w pojeździe. Wszystkie pomiary i zapis odbywały się w trybie on-line. Pojazd wyposażony był w manualną, pięciobiegową skrzynię przekładniową oraz redukująco – utleniający reaktor katalityczny. Aparaturą służącą do pomiaru toksyczności spalin z której korzystano w trakcie prowadzonych badań był SEMTECH-DS (rys. 5.21). Elementami składowymi opisywanej aparatury badawczej są przede wszystkim [77]: analizator przeznaczony do określania zawartości poszczególnych gazowych substancji szkodliwych w spalinach, przepływomierz spalin; o różnej średnicy, zależnej od wydatku spalin z układu wylotowego pojazdu, moduł pozwalający na akwizycję danych z systemu diagnostyki pokładowej pojazdu OBD, moduł umożliwiający komunikację z systemem lokalizacji GPS; dzięki temu istnieje możliwość naniesienia wyników pomiarów na trasę przejazdu. Rys. 5.21. Mobilny analizator do badań toksyczności spalin SEMTECH-DS firmy Sensors [77] Jednym z analizatorów wchodzących w skład urządzenia SEMTECH-DS. jest analizator niedyspersyjny na podczerwień NDIR (Non–Dispersive Infrared). Ta niedyspersyjna metoda pomiaru z wykorzystaniem promieniowania podczerwonego -70- pozwala wyznaczyć stężenie CO i CO2 w spalinach. Kolejnymi z analizatorów, będących elementami budowy opisywanej aparatury badawczej, są NDUV (Non– Dispersive Ultraviolet) oraz FID (Flame Ionization Detector). Pierwszy z nich umożliwia pomiar stężenia tlenków azotu, natomiast drugi służy do określenia zawartości węglowodorów w spalinach. Działanie analizatora SEMTECH-DS polega głównie na tym, że gazy spalinowe są do niego wprowadzane za pomocą sondy pomiarowej, znajdującej się na końcu przewodu, podgrzewanego do temperatury 191oC (rys. 5.22). Następnie spaliny są filtrowane z cząstek stałych (w przypadku silników ZS) i następuje pomiar stężenia węglowodorów. W dalszej kolejności są one schładzane do temperatury 4oC i dokonywany jest kolejno pomiar stężenia: tlenków azotu, tlenku węgla, dwutlenku węgla oraz tlenu (analizatorem elektrochemicznym). Rys. 5.22. Schemat budowy mobilnego analizatora SEMTECH-DS [77] Pomiar oraz rejestracja parametrów pracy turbosprężarki wykonane zostały za pomocą urządzeń opisanych w rozdziale (opis badań stanowiskowych). W części drogowej pomiary poszerzono o urządzenie serwisowe VAG-COM (komunikujące się z portem OBD w pojeździe) umożliwiające pomiar i rejestrację wielkości związanych z pracą silnika i pojazdu, tj. prędkość obrotowa wału korbowego silnika, obciążenie, kąt otwarcia przepustnicy, czas otwarcia wtryskiwaczy, temperatury powietrza, cieczy chłodzącej i oleju. Pomiar i zapis odbywał się w trybie on-line. 5.4. Metoda badań stanowiskowych Zastosowaną metodą badawczą były pomiary wielkości mechanicznych wykonywane na turbosprężarce zamontowanej na stanowisku badawczym. Wykorzystano w nich dynamiczny zapis cyfrowy mierzonych parametrów zrealizowany za pomocą karty analogowo-cyfrowej iOtech firmy Daq (rys. 5.23). Parametry pracy -71- silnika generującego strumień spalin nie były rejestrowane. Pomiar i zapis odbywał się w trybie on-line. Rys. 5.23. Widok karty analogowo-cyfrowej iOtech firmy Daq Badania stanowiskowe polegały na zmianie nastaw parametrów ilościowych współpracujących mediów tj. celowej ingerencji w przepływ czynników mających na celu odwzorować zjawiska powodujące uszkadzanie maszyny. Badania stanowiskowe wykonane zostały w pięciu blokach i podzielone zostały ze względu na rodzaj symulowanej niesprawności systemu. Bloki usystematyzowano w następujący sposób: 1. dławienie przepływu oleju za korpusem środkowym turbosprężarki, 2. dławienie przepływu oleju smarującego do korpusu środkowego turbosprężarki, 3. dławienie przepływu strumienia powietrza na dolocie do sprężarki, 4. dławienie przepływu strumienia powietrza na wylocie ze sprężarki, 5. dławienie przepływu strumienia spalin na wylocie z turbiny. Na rysunku 5.24. przedstawiono w sposób blokowy algorytm działania podczas przeprowadzanych badań. -72- STAŁA NASTAWA - prędkość obr. wytwornicy spalin - obciążenie wytwornicy spalin - temperatura oleju w zasobniku - stopień otwarcia kierownicy spalin - ciśnienie i wydatek oleju przed łozyskami TS BADANIE KONTROLA I REGULACJA - manualne zamykanie wybranego zaworu (3 powtórzenia) - temperatura oleju w zasobniku - poziom oleju w zasobniku POMIARY - rejestracja parametrów z czujników i przetworników na karcie A/C - rejestracja parametrów z analizatora TESTO WYNIKI - wykresy, tabele - własna interpretacja i dyskusja wyników - potwierdzenie lub zaprzeczenie założeń Rys. 5.24. Blokowy algorytm działania podczas przeprowadzanych badań. Silnik zasilany był benzyną pochodzącą z jednej dostawy. Nastawy generatora spalin realizowano za pomocą układu sterowania zintegrowanego z silnikiem. Prędkość obrotowa wału korbowego silnika i moment oporowy hamulca zostały dobrane w taki sposób, aby zapewnić zadaną wartość prędkości wału turbosprężarki lub wymagane parametry spalin zasilających turbinę. W pierwszym bloku symulowano zwiększone ciśnienie w skrzyni korbowej, nieszczelny albo wyeksploatowany silnik lub niedrożny wąż odpływu oleju z korpusu turbosprężarki. Wymienione wyżej przyczyny mogą mieć podobny skutek. Pozostałe przeanalizowane przyczyny zestawiono w tabeli FMEA (załącznik A). Zmianę drożności (a tym samym zwiększenie ciśnienia) symulowano zaworem kulowym umieszczonym w kanale odpływu oleju, za korpusem środkowym zaznaczonym, na rysunku 5.25 czerwoną strzałką. Generowanie ciśnienie w układzie odprowadzającym olej miało za zadanie utrudniać odpływ oleju do miski silnika. Takie zjawisko jest niepożądane, powoduje zwiększenie temperatury łożysk, a po przekroczeniu wartości granicznych prowadzi -73- do utraty szczelności na połączeniu wał – obudowa sprężarki oraz wał – obudowa turbiny. Rys. 5.25. Sposób montażu dławiącego zaworu kulowego Zastosowany zawór kulowy zamykano liniowo w funkcji kąta obrotu dźwigni w czasie 10 sekund. Zaproponowany okres wynikał z kilku przyczyn. Po pierwsze, próbkowanie urządzeń rejestrujących dokonywało zapisu zmierzonych wartości z częstotliwością 1 Hz. Po drugie, układ charakteryzuje się dość dużą bezwładnością zatem aby możliwa była analiza co najmniej 9 punktów pomiarowych konieczny był zapis przez 10 sekund. Ponieważ podczas eksploatacji turbosprężarki z dysfunkcją odpływu oleju, ciśnienie w kanale olejowym przyjmuje różne wartości, zatem zawór zamykano od pełnego otwarcia do pełnego zamknięcia. Ta metoda pozwala ustalić charakterystykę zjawisk z uwzględnieniem inercji układu. Ciśnienie oleju doprowadzanego do korpusu turbosprężarki wynosiło odpowiednio 1,5 lub 2 bary. Jak wynika z literatury [81], [72] jest to średni zakres ciśnień dla turbosprężarki umieszczonej na końcu układu smarowania silnika, która współpracuje z silnikiem spalinowym. Zadana temperatura oleju wynosiła 80oC i utrzymywana była na stałym poziomie. Silnik generujący spaliny podczas badań był rozgrzany, temperatura cieczy chłodzącej utrzymywana była przy pomocy termostatu, zatem strumień spalin był termodynamicznie ustabilizowany. Turbosprężarka podczas badań była w stanie równowagi termicznej. Parametry silnika wytwarzającego strumień spalin ustalono podczas badań wstępnych na podstawie założeń związanych z zachowaniem stałej prędkości obrotowej wału turbosprężarki uśredniając zakresy pracy urządzenia. Badania wstępne wykazały możliwości uzyskania zadowalających wartości dla przyjętych zakresów prędkości obrotowej wału korbowego silnika i obciążenia. -74- Siłownik regulujący pierścieniem kierownicy spalin umożliwiał zmianę parametrów pracy turbosprężarki (tj. prędkości obrotowej wału) bez zmiany temperatury i strumienia spalin, który jak wspomniano wyżej nastawiano za pomocą prędkości obrotowej wału korbowego silnika i obciążeniem. Badania wstępne dowiodły, że korzystne położenie siłownika to maksymalnie otwarty (we wszystkich próbach). Umożliwiało to uzyskanie większego zakresu prędkości wału turbosprężarki. Podczas prowadzenia testów dławienia upustu oleju spodziewano się pojawienia nieszczelności uszczelnień labiryntowych. Badania wstępne dowiodły, że wyciek oleju występuje zarówno po stronie turbiny jak i sprężarki. Do oceny przecieku oleju po stronie sprężarki zastosowano szklany wziernik (rys. 5.26). Ocena następowała organoleptycznie i była dwustanowa – TAK lub NIE. Rys. 5.26. Szklany wziernik w kanale za sprężarką W układzie wylotowym umieszczono sondę analizatora spalin i mierzono stężenie wybranych składników. Badania nie pozwoliły określić w sposób ilościowy objętości usuwanego z układu oleju. Pozostałe zawory umieszczone w kanałach przed i za sprężarką oraz za turbiną w trakcie prób pozostawały w pozycji maksymalnie otwartej. W pierwszym bloku pomiarowym rejestrowano wartości temperatur w następujących punktach: powietrze za sprężarką, olej przed korpusem środkowym, olej za korpusem środkowym (przed zaworem dławiącym), spaliny przed turbiną, spaliny za turbiną. Sposób montażu przedstawiony został w poprzednim rozdziale. Pomiar ciśnień odbywał się w następujących punktach: powietrze przed sprężarką, powietrze za sprężarką, powietrze w zasobniku ciśnienia, olej przed korpusem środkowym, olej za korpusem środkowym. Prędkość obrotowa wału turbosprężarki, ciśnienie oraz temperatura powietrza zasysanego i gazów spalinowych rejestrowane były z częstotliwością 1 Hz. -75- Dla zapewnienia powtarzalności wyników, wykonano 3 próby dla każdej nastawy. Pomiary prowadzono przy temperaturze cieczy chłodzącej wynoszącej 80oC. Temperatura otoczenia wynosiła 20oC, a ciśnienie było równe 997 hPa. Drugi blok pomiarowy dotyczył problemu dostarczania oleju o niewłaściwych parametrach ilościowych. Dławiono przepływ oleju tłoczonego do korpusu i łożysk turbosprężarki. Symulowano w ten sposób przypadek zmiany średnicy kanału olejowego związanego np. z osadzaniem się oleju poddanego długotrwałemu działaniu wysokich temperatur. Zjawisko to najczęściej występuje w silnikach o zapłonie iskrowym generujących stosunkowo dużą moc. Pozostałe przeanalizowane przyczyny zestawiono w tabeli (załącznik A). Zmianę drożności dokonywano w analogiczny sposób jak w bloku pierwszym. Zastosowany dwudrożny zawór kulowy umieszczony w kanale doprowadzającym olej do łożysk stopniowo przekierowano na tor obejściowy z powrotem do zasobnika oleju (zawór wskazuje czerwona strzałka na rysunku 5.27). Rys. 5.27. Sposób montażu dwudrożnego zaworu obejściowego Odbywało się to liniowo w funkcji kąta obrotu dźwigni w czasie 10 sekund. Olej trafiający na przelew omijał reduktor ciśnienia. Brak jest ilościowych informacji o parametrach przepływu oleju w warunkach pojawienia się dysfunkcji prowadzącej do zniszczenia turbosprężarki, a ciśnienie oraz strumień oleju zmienia się w funkcji prędkości obrotowej wału korbowego silnika. Badanie przeprowadzono z przymykaniem zaworu od pełnego otwarcia do pełnego zamknięcia. Jak napisano w poprzednim rozdziale, metoda ta umożliwia zbudowanie charakterystyki zjawisk z uwzględnieniem inercji układu bez doprowadzenia urządzenia do destrukcji. Ciśnienie oleju doprowadzanego do korpusu turbosprężarki przy pełnym otwarciu zaworu wynosiło 1,5 bara dla pierwszej serii pomiarów oraz 2 bary dla drugiej serii. Zadane parametry gazów spalinowych zasilających turbosprężarkę w stanie ustalonym pozwoliły uzyskać prędkość wału na poziomie odpowiednio 65 i 120 tys. obr/min. Była to prędkość początku pomiarów. Pozostałe zawory umieszczone w kanałach przed i za sprężarką oraz za turbiną w trakcie prób pozostawały w pozycji maksymalnie otwartej. W tym bloku skupiono się przede wszystkim na zmianie prędkości obrotowej wału turbosprężarki oraz na temperaturze oleju. -76- Rejestrowano wartości temperatur w następujących punktach: powietrze za sprężarką, olej przed korpusem środkowym, olej za korpusem środkowym, spaliny przed turbiną, spaliny za turbiną. Pomiar ciśnień odbywał się w następujących punktach: powietrze przed sprężarką, powietrze za sprężarką, powietrze w zasobniku ciśnienia, olej przed korpusem środkowym, olej za korpusem środkowym. Akwizycja danych odbywała się z częstotliwością 1 Hz. Dla zapewnienia powtarzalności wyników, wykonano 3 próby dla każdej kombinacji, a wyniki uśredniono. Pomiary prowadzono przy temperaturze cieczy chłodzącej wynoszącej 80oC. Temperatura otoczenia wynosiła 21oC, a ciśnienie było równe 998 hPa. W trzecim bloku pomiarowym dławiono przepływ strumienia powietrza na dolocie do sprężarki obniżając w ten sposób gęstość ośrodka w którym pracował. Badania miały na celu modelowanie zjawisk występujących podczas utraty drożności zużytego filtra powietrza w układzie dolotowym silnika spalinowego. Główną przyczyną uszkodzenia turbosprężarki, spowodowanego przez utratę drożności filtra powietrza, jest brak regularnej wymiany wkładu i eksploatacja w nadmiernie zapylonych warunkach. Pozostałe przeanalizowane przyczyny zestawiono w tabeli (załącznik A). Dławienie przepływu zrealizowane zostało przy pomocy zaworu kulowego o średnicy 2” umieszczonego przed wlotem do sprężarki zaznaczonego czerwoną strzałką na rys 5.28. Rys. 5.28. Zawór kulowy w kanale dolotowym dławiący przepływ powietrza do sprężarki -77- Zastosowany zawór kulowy zamykano od pełnego otwarcia, liniowo w funkcji kąta obrotu dźwigni w czasie 10 sekund do całkowitego zamknięcia. Analogicznie otwierano zawór. Czas od zamknięcia do pełnego otwarcia trwał również 10 sekund. Obserwowano i rejestrowano parametry takie jak: prędkość obrotową wirnika turbosprężarki, ciśnienie przed i za sprężarką, temperaturę oleju za korpusem środkowym, temperaturę spalin. Akwizycja danych odbywała się z częstotliwością 1 Hz. Parametrami stałymi było ciśnienie oleju doprowadzane do korpusu turbosprężarki (1,5 i 2 bary). Na podstawie zadanych parametrów gazów spalinowych zasilających turbosprężarkę rozpędzono wał do prędkości odpowiednio 65 i 120 tys. obr/min. Uzyskane prędkości stanowiły początki pomiarów. Pozostałe zawory umieszczone w kanałach przed i za sprężarką oraz za turbiną w trakcie prób pozostawały w pozycji maksymalnie otwartej. Dla zapewnienia powtarzalności wyników, wykonano 3 próby dla każdej kombinacji nastaw po czym uśredniono wyniki. Pomiary prowadzono przy temperaturze cieczy chłodzącej wynoszącej 80oC. Temperatura otoczenia wynosiła 21oC, a ciśnienie było równe 998 hPa. Czwartym blokiem pomiarowym zamodelowano zjawisko związane z utrudnionym tłoczeniem sprężonego powietrza. Wszystkie przeanalizowane przyczyny pojawienia się tego typu niesprawności szczegółowo opisano w tabeli (załącznik A). Jedną z nich może być utrata drożności chłodnicy powietrza doładowującego, która statycznie obciąża zespół sprężarki, bądź uszkodzenie zaworu regulacji ciśnienia, która dynamicznie oddziałuje na elementy turbosprężarki. Zmiana drożności kanału za sprężarką zrealizowana została przy pomocy zaworu kulowego o średnicy 2” wskazanego czerwoną strzałką na rysunku 5.29. Rys. 5.29. Zawór kulowy w kanale wylotowym dławiący przepływ powietrza ze sprężarki -78- Zastosowany zawór kulowy zamykano od pełnego otwarcia, liniowo w funkcji kąta obrotu dźwigni w czasie 10 sekund do całkowitego zamknięcia. Analogicznie otwierano zawór. Czas od zamknięcia do pełnego otwarcia był równy 10 sekund. Szczególną uwagę skupiono na prędkości wału turbosprężarki oraz zmianach ciśnienia i temperatury w przestrzeni między sprężarką, a zaworem. Rejestrowano wszystkie parametry, podobnie jak w bloku trzecim. Prędkość obrotowa wału turbosprężarki, ciśnienie oraz temperatura powietrza zasysanego i gazów spalinowych rejestrowane były z częstotliwością 1 Hz. Parametrami stałymi było ciśnienie oleju doprowadzane do korpusu turbosprężarki (1,5 i 2 bary). Na podstawie zadanych parametrów gazów spalinowych zasilających turbosprężarkę rozpędzono wał do prędkości odpowiednio 65 i 120 tys. obr/min. Wykonano po trzy pomiary dla wszystkich kombinacji, a następnie wyniki uśredniono. Pomiary prowadzono przy temperaturze cieczy chłodzącej wynoszącej 80oC. Temperatura otoczenia wynosiła 21oC, a ciśnienie było równe 998 hPa. Ostatni blok pomiarowy dotyczył zwiększonego ciśnienia gazów spalinowych za turbiną. Symulowano w ten sposób zjawisko zmiany drożności układu oczyszczania spalin, np. zapełniony popiołami filtr DPF. Przeciwciśnienie wywoływane było przez zawór kulowy umieszczony w układzie wylotu spalin za turbiną. Zmianę drożności filtra symulowano stopniowym przymykaniem zaworu w sposób liniowy, co w rezultacie skutkowało zwiększeniem przeciwciśnienia na wirniku turbiny. Zamykanie zaworu od pełnego otwarcia (0 stopni) do pełnego zamknięcia (90 stopni) odbywało się w czasie równym 35 sekund dla każdego pomiaru. Ze względów bezpieczeństwa oraz wytrzymałości elementów stanowiska, pełne zamknięcie zaworu utrzymywano do chwili wystąpienia pierwszych objawów dławienia silnika. W praktyce było to około 2s. Parametry prędkości obrotowej wału turbosprężarki, ciśnienie oraz temperatura powietrza zasysanego i gazów spalinowych rejestrowane były z częstotliwością 1 Hz. Pomiary prowadzono w warunkach stałych prędkości obrotowych wału korbowego silnika wytwarzającego spaliny oraz stałych obciążeń dla wybranych punktów pracy. Temperatury płynów eksploatacyjnych w trakcie pomiarów utrzymywane były na stałym poziomie (ciecz chłodząca 90oC, olej 85oC). Parametrami stałymi było ciśnienie oleju doprowadzane do korpusu turbosprężarki wynosiło 2 bary. Na podstawie zadanych parametrów gazów spalinowych zasilających turbosprężarkę rozpędzono wał do prędkości odpowiednio 120 i 220 tys. obr/min. Zwiększenie ciśnienia rejestrowano przy pomocy czujnika różnicowego. 5.5. Metoda badań drogowych Zastosowaną metodą badawczą były pomiary wielkości mechanicznych parametrów pracy turbosprężarki przy użyciu aparatury z pierwszej części badań, zaś pomiar wartości emisji drogowej poszczególnych szkodliwych gazowych składników spalin (CO, CO2, HC, NOX) rejestrowano za pomocą mobilnej aparatury SEMTECH-DS (rys. 5.30). -79- Rys. 5.30. Widok aparatury pomiarowej zainstalowanej na pojeździe Głównym celem badań było porównanie pracy turbosprężarki noszącej znamiona zużycia eksploatacyjnego (opisane w dalszej części pracy) z działaniem turbosprężarki nowej w wybranych zakresach i stanach pracy silnika. Nowa turbosprężarka stanowiła tło badań. Ponieważ badania drogowe prowadzone były w poruszającym się pojeździe, w którym turbosprężarka sprzężona była z silnikiem, nie było możliwości odseparowania tego układu od silnika. Symulowanie zjawisk jak w pierwszej części badań wiązałoby się ze zmianą parametrów zasilania zatem dla ograniczenia zmiennych wejściowych badania przeprowadzono z podziałem na tryby pracy silnika i pojazdu. Pomiary, podobnie jak w części stanowiskowej, podzielono na kilka bloków z uwzględnieniem warunków termodynamicznych tj. pracy turbosprężarki podczas: rozpędzania pojazdu, jazdy ze stała prędkością i stałym obciążeniem na podstawie systemu VCDS, hamowania silnikiem. Dla ograniczenia niepewności pomiarowej każdej próby starano się zachować te same okoliczności, tzn. testy wykonywano w podobnych warunkach pogodowych i atmosferycznych, na tym samym odcinku drogi. Pomiary prowadzono w temperaturze cieczy chłodzącej wynoszącej 85oC. Temperatura otoczenia wynosiła 10oC, a ciśnienie było równe 997 hPa. -80- Opis obiektu Badaniom poddana została turbosprężarka firmy KKK typ K03-011A montowana fabrycznie w samochodach marki VW Golf o oznaczeniu handlowym 1.8 GTI (rys. 5.31). Jest to typowa turbosprężarka wyposażona w jedno łożysko poprzeczne i jedno wzdłużne. Korpus środkowy chłodzony jest cieczą pochodzącą z układu chłodzenia silnika. Średnica wirnika turbiny wynosi 45 mm, liczba łopatek – 11 szt. Wirnik sprężarki (typu superback) ma średnicę 50 mm i zbudowany jest z 12 łopatek. a) b) Rys. 5.31. Widok turbosprężarki KKK typ K 03-011A; a) widok ogólny, b) obudowa turbiny z zaworem upustowym Turbosprężarkę wyposażono w czujniki temperatury i przetworniki ciśnień oraz czujnik laserowy do pomiaru prędkości obrotowej wału. Ponadto zastosowano dwustanowy pomiar położenia zaworu upustowego bazujący na zasadzie prostego wyłącznika krańcowego (rys. 5.32). Rys. 5.32. Sposób montażu wyłącznika krańcowego do określania stanu otwarcia zaworu upustowego badanej turbosprężarki Opis uszkodzeń badanej turbosprężarki Badana turbosprężarka zamontowana była fabrycznie do pojazdu, który eksploatowany był przez okres ok. 12 lat z przebiegiem ok. 160 tys. km. w trybie mieszanym. Urządzenie przez cały okres eksploatacji spełniało swoją funkcję. Nie -81- zbadano jednak sprawności tego urządzenia, oraz nie wykonano charakterystyki pełnej mocy na hamowni podwoziowej. Turbosprężarka nosiła znamiona uszkodzeń obudowy turbiny związanych ze zmęczeniem termicznym (rys. 5.33 i 5.34), niewielkie ślady uszkodzeń łopatek wirnika sprężarki (rys. 5.35) oraz w nieznacznym stopniu uszkodzone uszczelniacze, które powodowały wydostawanie się oleju z korpusu środkowego (rys. 5.36). Na łożyskach nie zdiagnozowano śladów zużycia, jedynie łożysko osiowe posiadało niewielką warstwę nagaru (rys. 5.37). Zauważono również wyciek oleju na zewnątrz korpusu środkowego. a) b) Rys. 5.33. Widok uszkodzeń obudowy turbiny – czerwone strzałki wskazują przełomy; a) od strony korpusu, b) od strony napływu spalin) Rys. 5.34. Widok uszkodzonej obudowy turbiny od strony wylotu spalin – czerwoną strzałką zaznaczono przełom przylgni zaworowej -82- Rys. 5.35. Widok wirnika sprężarki z zaznaczonymi czerwonymi strzałkami śladami uszkodzeń Rys. 5.36. Widok obudowy sprężarki ze śladami po mgle olejowej Rys. 5.37. Widok łożyska osiowego z warstwą wytrąceń z oleju Przebieg badań Pierwszy blok badań drogowych (rozpędzanie pojazdu) przy następujących parametrach pojazdu i skrzyni biegów (tabela 5.4). -83- wykonano Tabela 5.4. Parametry pojazdu podczas badań (I blok) L.p. Bieg 1 2 3 II III IV Rozpędzanie Prędkość Początkowa Końcowa [km/h] [km/h] 20 50 40 70 50 80 Po ustaleniu parametrów pracy silnika i turbosprężarki uruchomiono zapis mierzonych wartości. Następnie, kierowca, poprzez natychmiastowe i maksymalne wciśnięcie pedału przyspieszenia, zwiększał prędkość pojazdu od prędkości początkowej do zadanej prędkości końcowej. Każdy test przeprowadzono trzykrotnie Rejestrowano następujące parametry: pracy turbosprężarki: o prędkość obrotowa wału, o ciśnienie doładowania, o ciśnienie siłownika sterującego zaworem upustowym oraz stan zaworu (otwarty/zamknięty); pracy silnika: o prędkość obrotowa wału korbowego, o obciążenie silnika (z systemu VCDS), o stopień otwarcia przepustnicy, o czas otwarcia wtryskiwacza, o masowy przepływ powietrza, o sekundowe zużycie paliwa; stężenia w spalinach: o węglowodorów, o tlenków azotu, o tlenków węgla, o dwutlenków węgla; pojazdu o prędkość, o długość i szerokość geograficzną. Po osiągnięciu zadanej prędkości końcowej pojazdu, zapis został zakończony, a cała procedura po ustaleniu parametrów pracy silnika powtórzona ponownie. Drugi blok badań drogowych (jazda ze stałą prędkością) wykonano przy następujących nastawach silnika i skrzyni biegów (tabela 5.5). -84- Tabela 5.5. Parametry pojazdu podczas badań (II blok) Stała prędkość L.p. Prędkość pojazdu Prędkość obrotowa wału korbowego silnika 1 2 3 [km/h] 20 50 70 [obr/min] 1200 3000 4200 Bieg II Po ustaleniu parametrów pracy silnika i turbosprężarki uruchomiono zapis mierzonych wartości. Kierowca, kontrolując prędkość obrotową wału korbowego silnika utrzymywał stałą prędkość pojazdu na wybranym biegu w określonym czasie równym 60 sekund. Rejestrowano następujące parametry: pracy turbosprężarki: o prędkość obrotowa wału, o ciśnienie doładowania, o ciśnienie siłownika sterującego zaworem upustowym oraz stan zaworu (otwarty/zamknięty); pracy silnika: o prędkość obrotowa wału korbowego, o obciążenie silnika (z systemu VCDS), o stopień otwarcia przepustnicy, o czas otwarcia wtryskiwacza, o masowy przepływ powietrza, o sekundowe zużycie paliwa; emisji spalin: o węglowodorów, o tlenków azotu, o tlenków węgla, o dwutlenków węgla; pojazdu o prędkość, o długość i szerokość geograficzną. Po uzyskaniu sześćdziesięciosekundowego zapisu parametrów, pomiary zakończono, a całą procedurę wykonano trzykrotnie, a wyniki uśredniono. Trzeci blok badań drogowych (hamowanie silnikiem) wykonano przy następujących parametrach pojazdu i skrzyni biegów (tabela 5.6). Pojazd został rozpędzony do zadanej prędkości, warunki pracy zostały ustabilizowane przez 30 sekundową pracę w zadanych warunkach, a następnie uruchomiono zapis mierzonych parametrów. Kierowca, zwolnił pedał przyspieszenia, kontrolując prędkość pojazdu na wybranym biegu, aż do uzyskania prędkości końcowej. -85- Tabela 5.6. Parametry pojazdu podczas badań (III blok) L.p. Bieg 1 2 3 II III IV Hamowanie silnikiem Prędkość Początkowa Końcowa [km/h] [km/h] 80 40 110 60 120 70 Prędkość końcowa dla danego biegu była minimalną prędkością pojazdu, dla której czasy otwarcia wtryskiwacza były równe 0. Rejestrowano następujące parametry: pracy turbosprężarki: o prędkość obrotowa wału, o ciśnienie doładowania, o ciśnienie siłownika sterującego zaworem upustowym oraz stan zaworu (otwarty/zamknięty); pracy silnika: o prędkość obrotowa wału korbowego, o obciążenie silnika obciążenie silnika (z systemu VCDS), o stopień otwarcia przepustnicy, o czas otwarcia wtryskiwacza, o masowy przepływ powietrza, o sekundowe zużycie paliwa; emisji spalin: o węglowodorów, o tlenków azotu, o tlenków węgla, o dwutlenków węgla; pojazdu o prędkość, o długość i szerokość geograficzną. Po wykonaniu pierwszej części badań dokonano wymiany turbosprężarki na nową, a następnie przystąpiono do wykonania drugiej części. Próby przeprowadzono następnego dnia w następujących parametrach: temperatura cieczy chłodzącej równa 85oC. Temperatura otoczenia równa 12oC, a ciśnienie wynosiło 1002 hPa. Silnik zasilany był benzyną pochodzącą z tej samej dostawy. -86- 6. Wyniki badań 6.1. Wyniki badań stanowiskowych 6.1.1. Blok I - dławienie oleju w kanale za korpusem środkowym Na początku analizy wyników bloku pierwszego, należy zwrócić uwagę na system uszczelnień układu smarowania turbosprężarki opisany szczegółowo w pierwszej części pracy. Podczas standardowej eksploatacji zjawisko przedostawania się oleju smarującego do układu dolotowego i komory spalania jest zjawiskiem normalnym, lecz niepożądanym. Z założeń konstrukcyjnych wynika, że przetłaczany przez łożyska olej, przepływa przez korpus środkowy, a następnie przepływa za pośrednictwem kanału do przestrzeni korbowej silnika. Każde zaburzenie związane z przepływem cieczy, czyli np. zwiększone ciśnienie w skrzyni korbowej, uszkodzony zawór odpowietrzający (w żargonie mechaników znany pod pojęciem odma), bądź zmiana drożności kanału wpływa negatywnie na odprowadzanie oleju. Zainstalowanie na stanowisku badawczym zaworu kulowego dławiącego umożliwiło symulowanie dławienia przepływu płynu za pomocą zmiany przekroju kanału odprowadzającego olej. Zmniejszenie przekroju przepływowego kanału wywołuje w korpusie środkowym za łożyskami podwyższone ciśnienie oleju. Spośród szeregu wyników otrzymanych w rezultacie prac badawczych szczegółowo opisano i zaprezentowano jedną serie (próba nr 13), która jest reprezentatywna. uznano za najbardziej reprezentatywny przypadek przedstawiający omawiane zjawiska. Pozostałe testy zestawiono w tabelach wraz z graficznym przedstawieniem wyników w załączniku. Zaprezentowany wykres przedstawia trzy powtórzenia zamykania zaworu w sposób liniowy. Jako, że charakterystyka zaworu kulowego zbliżona jest do funkcji wykładniczej największe zwiększenie ciśnienia występuje dopiero w końcowej fazie obrotu dźwigni. Uwzględniając zmiany ciśnienia oleju w funkcji prędkości obrotowej wału korbowego silnika oraz rzeczywiste przekroje kanałów odpływowych w przypadkach powodujących uszkodzenia turbosprężarek, autor doszedł do wniosku, że warunkiem wystarczającym jest przeprowadzenie testu w omawiany sposób. Dokładne poznanie parametrów przetłaczanego płynu nie jest konieczne ze względu na duży zakres temperatur, ciśnień oraz strumienia oleju przepływającego podczas normalnej pracy sprawnego systemu. Zbadanie zjawiska nacechowane jest dużą liczbą zmiennych, a odizolowanie każdej z nich prawdopodobnie nie przyniosłoby wymiernego efektu. Zamykanie zaworu dławiącego przepływ oleju za korpusem środkowym w końcowej fazie pozwoliło zwiększyć ciśnienie w kanale olejowym średnio o 0,9 bara. Powyżej tych wartości dochodziło do rozszczelnienia uszczelnień, a olej wydostawał się poza układ smarowania. Zaobserwowano, że zwiększenie ciśnienia oleju, powodował widoczne zmniejszenie prędkości wału turbosprężarki (rys. 6.1). Zmniejszenie prędkości w każdym powtórzeniu następowało gwałtownie, reakcja była natychmiastowa, a wartości zmieniały się w zakresie od ok. 68 tys. obr./min do ok. 52 -87- tys. obr/min co stanowi ponad dwudziesto procentową różnicę. Tak duże zmiany parametrów zasugerowały potrzebę zbadania zjawiska dla innych prędkości obrotowych wirników turbosprężarki. Zależność ta (dla innych prędkości wirnika) została również zaobserwowana, a wartości nieznacznie ulegały zmianie. 80 1,2 1,0 60 0,8 50 40 0,6 30 0,4 Ciśnienie oleju [bar] Prędkość obrotowa wirnika TS [ x 10 000 obr/min] 70 20 0,2 10 0 0,0 0 30 60 90 Czas [s] Ciśnienie oleju w kanale za korpusem TS 120 150 Prędkość obrotowa wirnika TS Rys. 6.1. Wpływ zmiany ciśnienia oleju w korpusie środkowym turbosprężarki na prędkość obrotową wału Ze względów konstrukcyjnych, tj. sprzężenia turbiny za pomocą wspólnego wału ze sprężarką, zmiana prędkości obrotowej przy niewielkiej bezwładności elementów wirujących daje szybką odpowiedź w postaci zmniejszenia ciśnienia sprężania, co w odniesieniu do silnika, skutkuje pogorszeniem parametrów doładowania. Zależność ta została zaobserwowana na manometrze w trakcie badań, jednak zbiornik (w którym umieszczono czujnik nadciśnienia) kompensujący pulsacje posiadał dużą objętość zatem czas między powtórzeniami był wydłużony (rys. 6.2). Ponowne otwarcie zaworu dławiącego, przy zachowaniu stałych parametrów strumienia gazów zasilających turbinę, powodowało dwustopniowy powrót do prędkości wyjściowej wału turbosprężarki. Szacuje się, że skokowe powracanie prędkości do wartości początkowych związane jest z chwilowym zwiększeniem ciśnienia spalin przed wirnikiem turbiny (których ze względów technicznych nie rejestrowano), które spowodowały zwiększone opory tarcia płynnego w łożyskach. Zjawisko to potwierdzone zostało w bloku badawczym nr II, gdzie dokonywano dławienia dopływu oleju do łożysk. Dyskusja wyników opisana zostanie w dalszej części pracy, na tym etapie istotną konkluzją jest stwierdzenie, że chwilowa zmiana ciśnienia oleju w łożyskach ma wpływ na prędkość obrotową wału. -88- 1,2 1,0 0,0230 0,8 0,0225 0,6 0,0220 0,4 0,0215 Ciśnienie oleju [bar] Prędkość obrotowa wirnika TS [ x 10 000 obr/min] 0,0235 0,2 0,0210 0,0 0 30 60 90 Czas [s] Ciśnienie oleju w kanale za korpusem TS Wielob. (Ciśnienie powietrza za TS) 120 150 Ciśnienie powietrza za TS Rys. 6.2. Wpływ zmiany ciśnienia oleju w korpusie środkowym turbosprężarki na ciśnienie powietrza w kanale za sprężarką Należy zatem zadać pytanie, czy zwiększanie ciśnienia oleju generuje zmianę temperatury spalin. Z rysunku 6.2 na którym zestawiono wartości temperatur spalin przed (siatka punktów w kolorze czerwonym) i za turbiną wynika, że przed turbiną nie zarejestrowano znaczącego zwiększenia związanego z pikiem ciśnienia oleju. Ciekawym zjawiskiem jest zaś chwilowe zmniejszenie temperatury spalin za turbiną (pomarańczowa linia) średnio o 30oC w chwili przymknięcia zaworu, co stanowi ok. pięcioprocentową różnicę. Zmniejszenie temperatury bez zysku w postaci zwiększenia prędkości obrotowej wału turbosprężarki, ciśnienia doładowania itp. przy zachowaniu stałych parametrów nastawy można interpretować jako zmniejszenie sprawności ogólnej maszyny. W warunkach pracy silnika z turbosprężarką taka sytuacja może powodować zwiększone jednostkowe zużycie paliwa. Istnieje również prawdopodobieństwo, że zmiana temperatury związana jest z dostarczeniem oleju (pochodzącego z nieszczelności), a następnie jego odparowaniem. Zachodzi tu zjawisko zmiany energii przejścia fazowego. Zjawisko to przyjmuje powtarzalny charakter w każdej próbie. Po otwarciu zaworu, temperatura wraca do poziomu równowagi. -89- 1,2 650 1 600 0,8 550 0,6 500 0,4 450 400 0,2 350 0 0 30 60 90 120 Ciśnienie oleju [bar] Temperatura spalin [ C] 700 150 Czas [s] Temperatura spalin za TS Temperatura spalin przed TS Ciśnienie oleju w kanale za korpusem TS 3 okr. śr. ruch. (Temperatura spalin przed TS) Rys. 6.3. Wpływ zmiany ciśnienia oleju w korpusie środkowym turbosprężarki na temperatury spalin (w kanale przed i za turbiną) Uwzględniając powyższe zjawiska należy zastanowić się jaka będzie reakcja układu sterowania w warunkach pracy turbosprężarki sprzężonej z silnikiem. Zakłada się, że układ korekcji, bo taką funkcję przejmie układ sterowania kierownicą spalin, będzie dążył do zwiększenia napływu strumienia spalin na łopatki turbiny w celu uzupełnienia zapotrzebowania przez silnik na powietrze. Długotrwała lub narastająca tendencja związana z ciągłym zwiększaniem prędkości obrotowej wału turbosprężarki może powodować zwiększanie temperatury spalin. Biorąc pod uwagę trudne warunki pracy turbosprężarki każde zwiększenie temperatury może skutkować zmianami struktury materiału np. łopatek wirnika turbiny, bądź kierownicy spalin. Zjawisko to, pomimo cyklicznego zamykania i otwierania zaworu dławiącego (a nie ciągłego dławienia na określonym poziomie) zaobserwowano na rysunku 6.4. Wyznaczona linia trendu nachylona jest w kierunku zwiększenia temperatury spalin. Można zatem przypuszczać, że dławiony przepływ oleju wydostający się z korpusu środkowego podczas dłuższej pracy spowoduje eksploatację urządzenia w podwyższonych temperaturach [54]. Skutki pracy w takich warunkach opisano w rozdziale 2. -90- 535 1,2 1,0 525 520 0,8 515 510 0,6 505 500 0,4 495 490 0,2 485 480 0,0 0 30 60 90 120 150 Czas [s] Temperatura spalin za TS Liniowy (Temperatura spalin za TS) Ciśnienie oleju w kanale za korpusem TS Rys. 6.4. Wpływ zmiany ciśnienia oleju w korpusie środkowym turbosprężarki na temperaturę spalin w kanale za turbiną Ze względu na dodatkową funkcję jaką pełni olej, (tj. chłodzenie wału i łożysk) zjawisko związane z dławieniem przepływu w kanale odpływowym będzie miało konsekwencje objawiające się zwiększeniem temperatury również w obrębie łożysk. Parametrów temperatury łożysk nie mierzono, ale dokonano pomiaru temperatury oleju za korpusem środkowym i tym wskaźnikiem posłużono się do analizy zmian. Nie było również możliwości wyznaczenia konwersji mocy doprowadzanej do łożysk na ciepło. Pomiar temperatury oleju w kanale odpływowym charakteryzuje się stosunkowo małą precyzją obserwacji zjawisk występujących w łożyskach, ale zwraca uwagę na pewną tendencję (rys. 6.5). Mianowicie, każde zaburzenie przepływu objawia się natychmiastowym przyrostem temperatury oleju (widoczne aglomeracje fioletowych punktów za każdym szczytem ciśnienia). Można założyć, że pewien przyrost energii termicznej w oleju mógł zostać spowodowany sprężeniem cieczy między reduktorem, a korpusem. W tej sytuacji zakłada się, że głównym źródłem zwiększonej temperatury jest jednak przenikanie ciepła z obudowy turbiny przez korpus środkowy. Należy zwrócić uwagę, że po otwarciu zaworu do korpusu środkowego doprowadzana była z zasobnika nowa porcja oleju, która tłoczona była o temperaturze ok. 80oC. Zwiększenie oporów przepływu oraz chwilowy zanik generował przyrost temperatury oleju opuszczającego korpus o ok. 4–5oC w pierwszym powtórzeniu, ok. 6–7oC po trzecim powtórzeniu i średnio o 10oC po drugim. Po serii trzech powtórzeń zmiana temperatury oleju osiągnęła wartość ponad 10% większą, co podczas dłuższej eksploatacji może mieć negatywne skutki na trwałość łożysk. Na podstawie obserwacji zależności, można domniemać, że chwilowy przyrost temperatury filmu olejowego był -91- Ciśnienie oleju [bar] Temperatura spalin za TS [ C] 530 1,2 92 1,0 90 0,8 88 0,6 86 0,4 84 0,2 82 0,0 80 0 30 60 90 Czas [s] Ciśnienie oleju w kanale za korpusem TS 120 150 Temperatura oleju za TS Rys. 6.5. Wpływ zmiany ciśnienia oleju w korpusie środkowym turbosprężarki na temperaturę oleju w kanale odpływowym Wspomniany wyżej przeciek oleju w uszczelnieniu labiryntowym związany z przekroczeniem ciśnienia na poziomie 0,9 bara spowodował przedostanie się oleju do strumienia spalin o temperaturze ponad 500oC, jego spalenie, co w konsekwencji poskutkowało pojawieniem się zwiększonej emisji HC w spalinach oraz przeciekiem po stronie sprężarki. Objętości wydostającego się oleju nie mierzono, nie zarejestrowano też chwili pojawienia się strugi na ściance wziernika (rys. 6.6). Nie ma to jednak znaczenia na potrzeby rozważań niniejszej pracy. Istotnym jest fakt samego wystąpienia tego niekorzystnego zjawiska. Wydostający się ze sprężarki olej przedostaje się do chłodnicy powietrza pogarszając jej sprawność. W skrajnych przypadkach może powodować utrudniony przepływ gazu. Przypadek ten zostanie opisany w bloku pomiarowym numer IV. W konsekwencji przecieków ze sprężarki olej będzie przedostawał się wraz z powietrzem doładowującym do komory spalania zaburzając tworzenie mieszanki, a w -92- Temperatura oleju w korpusie środkowym TS [ C] Ciśnienie oleju [bar] znacznie większy, co negatywnie wpływa na właściwości płynu, w skrajnych przypadkach prowadząc do krakingu. Zjawisko to, w oleju o obniżonych parametrach jakościowych i zwiększonej ilości sadzy może występować w temperaturze już od około 250oC [25]. Zjawisko koksowania oleju w łożyskach związane z przerywaniem dostarczania oleju do łożysk rozgrzanej turbosprężarki jest powszechnie znane i zostało opisane w wielu publikacjach. skrajnych przypadkach w silnikach o ZS może powodować rozbieganie się silnika i jego całkowitą destrukcję. Rys. 6.6. Wziernik w kanale powietrza za sprężarką – widoczna struga oleju Spalanie oleju silnikowego będzie generować zwiększoną emisję szkodliwych związków spalin, co w warunkach eksploatacji pojazdów nie jest w żaden sposób weryfikowane. Obecnie badania emisji szkodliwych związków spalin realizowane są głównie na potrzeby homologacyjne, dla nowo produkowanych pojazdów. Badania okresowe, z uwzględnieniem poziomu stężeń związków szkodliwych wykonuje się wg innych procedur i norm. Turbosprężarka posiadająca znamiona uszkodzeń bądź niesprawności podczas badań nie wykaże oznak zużycia ponieważ na biegu luzem nie będzie pracować w zakresie nominalnych parametrów. 6.1.2. Blok II - dławienie dopływu oleju do łożysk Jak wspomniano w rozdziale 2, z konstrukcyjnego punktu widzenia, najistotniejszym układem turbosprężarki pod względem jej prawidłowego funkcjonowania jest układ smarowania łożysk. Przegląd literatury oraz badania wstępne pozwoliły ustalić, że uszkodzenia związane ze smarowaniem i chłodzeniem łożysk występują w znacznej części analizowanych przypadków. Powszechnie wiadomo, że zapewnienie odpowiednich parametrów smarowania spełnia podstawową funkcję w niezawodnym działaniu urządzenia. W I bloku badawczym symulowano zjawiska związane z obecnością nadmiaru oleju w korpusie środkowym a także ze zwiększaniem ciśnienia medium smarującego. Bieżący blok dotyczyć będzie sytuacji odwrotnej, czyli badaniu reakcji urządzenia na zmniejszanie, ograniczanie i chwilowe przerwy w dostawie oleju do skojarzonych węzłów czop wału – bieżnia łożyska. Przyczyny tych zjawisk są częstą konsekwencją pojawienia się niesprawności lub uszkodzeń związanych z układem smarowania silnika, wpływem warunków eksploatacji, parametrami oleju, a także szeregu innych zdarzeń w tym również czynnika ludzkiego. Zdarza się również, że ograniczony dopływ oleju do łożysk powodowany jest przez zbieg kilku zdarzeń przyczynowo skutkowych np. cechy konstrukcyjne (sposób prowadzenia kanałów olejowych) i warunki pracy silnika bądź znaczne pogorszenie jakości oleju czy nadmiernie zużyte elementy silnika. -93- Ze względu na ryzyko możliwości uszkodzenia łożysk podczas badań, testy wykonano w ostatniej fazie badań. Dla zachowania porządku pracy opisano je jako blok pomiarowy nr II. Po zakończeniu wszystkich testów turbosprężarkę rozmontowano, a elementy łożysk zbadano organoleptycznie w celu określenia wpływu testów na zużycie. W bloku nr II wykonano szereg testów związanych z symulowaniem parametrów ilościowych dostarczanego do łożysk oleju, a następnie obserwowano zmiany parametrów pracy turbosprężarki. Po wykonaniu analizy pozyskanych wyników, za najbardziej charakterystyczny przypadek uznano próbę nr 16. Turbosprężarka zasilana generatorem spalin 3000/30 (prędkość obrotowa wału korbowego [obr/min]/obciążenie [N·m]) w warunkach ustalonych pracowała z prędkością obrotową wału rzędu 65 tys. obr/min, a olej dostarczany był pod ciśnieniem 2 barów. Wykonano trzy powtórzenia przymykania zaworu dławiącego zainstalowanego w obiegu między reduktorem ciśnienia, a korpusem środkowym w sposób podobny jak w bloku pierwszym. Z charakterystyki przedstawionej na rysunku 6.7 wynika, że wraz ze zmniejszeniem się ciśnienia oleju w zakresie od 2 barów do pełnego zaniku, prędkość wału turbosprężarki wrasta średnio o 10%. Wynika to ze zmniejszenia strat energetycznych w łożysku. Maleje również nośność hydrodynamiczna, która zależna jest od wiskozy smaru. Zmniejszenie ciśnienie oleju wpływa na obciążenie łożyska, które częściowo musi zostać przeniesione przez bezpośredni styk fragmentów powierzchni ślizgowych łożyska i wału. Eksploatacja urządzenia w takich warunkach prowadzi do uszkodzenia warstwy granicznej powierzchni łożysk, która charakteryzuje się małą wytrzymałością na ścinanie. Tarcie graniczne jest składową tarcia mieszanego, które występuje w łożysku ślizgowym. Gdy udział tarcia płynnego maleje, ilość ciepła gwałtownie powiększa się i wzrasta temperatura łożyska, pociągając za sobą ogólne zmniejszenie lepkości smaru (szczególnie szybki podczas stosowania olejów mineralnych). Takie niekorzystne sprzężenie zwrotne zjawisk cieplnych i hydrodynamicznych powoduje, że łożyska ślizgowe mogą pracować w warunkach tarcia granicznego jedynie krótkotrwale [45]. -94- 78 76 Ciśnienie oleju przed TS [bar] 2 74 1,5 72 1 70 68 0,5 66 0 0 100 200 300 400 -0,5 64 62 Czas [s] Ciśnienie oleju przed TS Prędkość obrotowa wirnika TS Rys. 6.7. Wpływ zmiany ciśnienia oleju przed turbosprężarką na prędkość obrotową wału Analizując zjawiska, które mają bezpośredni wpływ na zmianę prędkości wału turbosprężarki należy zawsze zwrócić uwagę na reakcję układu sterującego zadając pytanie „co, jeśli?”. Jak zatem zareaguje sterownik na zwiększenie prędkości obrotowej wału w sytuacji braku czujnika zliczającego obroty? Odpowiedź będzie w postaci zwiększenia ciśnienia doładowania oraz przesterowania kierownicy spalin lub wcześniejszego otwarcia zaworu upustowego. Układ nadzoru pracy silnika nie otrzyma informacji o podwyższonej temperaturze łożysk, ani o wzroście ciśnienia. W tych warunkach, z punktu widzenia użytkownika oraz systemów monitorujących turbosprężarka pozornie będzie pracować poprawnie, lecz w zakresie innych prędkości obrotowych wału niż nominalnie. Jak wspomniano w p. 2 wał z wirnikami wyważany jest dla konkretnych wartości prędkości z uwzględnieniem wszystkich częstotliwości harmonicznych mogących generować zjawisko rezonansu. Eksploatacja maszyny w tych zakresach może być przyczyną powstawania uszkodzeń związanych z utratą wyrównoważenia wału bądź związanych z przekroczeniem granicznych prędkości obrotowych. Jak wspomniano w punkcie poprzednim pomiaru temperatury łożysk nie prowadzono, a wskaźnikiem zmian był pomiar temperatury oleju za korpusem środkowym obarczony wpływem przejmowania ciepła z obudowy turbiny. Z charakterystyki przedstawionej na rysunku 6.8 wynika, że w chwili zamykania zaworu (z uwzględnieniem bezwładności układu) wskazania temperatury oleju ulegały obniżeniu, ponieważ strumień zanikał. Ponowne otwarcie zaworu generowało zwiększenie temperatury. Trzykrotne powtórzenie działania spowodowało przyrost średniej temperatury o ok. 4oC, co przedstawia wykreślona linia trendu. -95- Prędkość obrotowa wirnika TS [ x 10 000 obr/min] 2,5 2,5 76 Ciśnienie oleju przed TS [bar] 74 1,5 73 1 72 0,5 71 0 0 100 200 300 400 -0,5 Temperatura oleju za TS [ C] 75 2 70 69 Ciśnienie oleju przed TS Czas [s] Temperatura oleju za TS Wielob. (Temperatura oleju za TS) Rys. 6.8. Wpływ zmiany ciśnienia oleju w korpusie środkowym turbosprężarki na temperaturę oleju w kanale za korpusem środkowym Zakłada się, że zjawisko globalnego zwiększenia temperatury zostanie skompensowane w objętości oleju cyrkulującego w silniku oraz pozostałych układach które obsługuje. Niemniej jednak, lokalne, chwilowe zmiany związane z przegrzewaniem substancji negatywnie wpływają na parametry jakościowe smaru oraz w dłuższej perspektywie prowadzą do odkładania się nagarów na powierzchni łożysk [69]. Ze względu na brak urządzeń monitorujących strumień przepływu oraz wartości ciśnienia oleju w łożysku ślizgowym może dochodzić do zapoczątkowania zjawisk niszczących turbosprężarkę. W układach olejenia stosuje się restryktory, które ograniczając ciśnienie oleju zmniejszają również jego strumień. Znane są rozwiązania restryktorów z zastosowaniem sita. Z praktyki rzeczoznawczej wiadomo, że podczas eksploatacji na sitach dochodzi do osadzania się zanieczyszczeń pogorszających parametry przepływu oleju, a w konsekwencji dochodzi do obniżenia parametrów smarowania łożysk. Producenci przy wymianie turbosprężarki zalecają wymianę również rur doprowadzających olej, w których zintegrowane są restryktory. Realizują w ten sposób część założeń podjętych w genezie pracy, zwracających uwagę na systemowe podejście do problemu uszkodzeń turbosprężarek. 6.1.3. Blok III - dławienie dopływu powietrza do sprężarki Układ dolotowy silnika spalinowego zbudowany jest z kanałów, kolan, przegród i innych elementów generujących straty przepływu. Finalnym elementem, który jednocześnie powoduje nominalnie największe straty, jest filtr powietrza. Wielkość -96- oporów przepływu zależna jest od wartości skuteczności filtracji oraz od stopnia zapełnienia danego elementu filtrującego. Wpływ na wartość skuteczności filtracji podczas eksploatacji pojazdu jest stosunkowo niewielki, a dopuszczalne wartości zapełnienia filtra definiuje producent na podstawie kilometrażu lub czasu eksploatacji. Należałoby zatem założyć, że układ jest zabezpieczony przed wadliwym działaniem, który w konsekwencji powodować będzie uszkodzenia turbosprężarki [17], [15]. Praktyka rzeczoznawcza oraz badania wstępne dowodzą, że pomimo właściwości konstrukcyjnych i fizycznych oraz wspomnianych wyżej zabezpieczeń układów dolotowych przed niepożądanymi zdarzeniami, do uszkodzeń turbosprężarek dochodzi z powodu niekorzystnych warunków panujących przed sprężarką. Najbardziej skrajne przypadki uszkodzeń zależą od właściwości technicznych filtra takich jak wytrzymałość na zginanie, rozrywanie, czy przebijanie. Po przekroczeniu wartości krytycznych któregoś z parametru dochodzi do przedostania się części osadów do układu sprężarki. Uszkodzenia związane z wystąpieniem tego zjawiska opisano w rozdziale 2. Całkowite zniszczenie filtra poprzedzone jest zwiększeniem oporów przepływu w funkcji podciśnienia w przestrzeni przed wirnikiem sprężarki. Zjawisko to potęgowane jest przez pulsacje wywoływane pracą silnika. W trzecim bloku pomiarowym symulowano zjawisko zwiększania oporów przepływu za pomocą zaworu kulowego umieszczonego w kanale dolotowym między filtrem powietrza, a sprężarką. Nie wykonano rozpoznania związanego z wielkością oporów przepływu powietrza przez zużyty lub niewłaściwy filtr powietrza w warunkach rzeczywistej eksploatacji, zatem brak jest klarownych danych ilościowych o parametrach wejściowych do wykonania symulacji. Zdecydowano się zatem wykonać próby dla całego zakresu pracy zaworu dławiącego, a następnie przeanalizować wybrane punkty. Spośród 5 prób wybrano próbę nr 10, którą uznano za najbardziej reprezentatywny przykład procesów zachodzących podczas prowadzenia symulacji. Pozostałe przypadki zamieszczono w załączniku. Próba nr 10 wykonana została przy nastawach 2000/30. Przy tych parametrach, turbosprężarka w warunkach ustalonych pracowała z prędkością obrotową wału rzędu 35 tys. obr/min, a olej dostarczany był pod ciśnieniem 2 barów. Podciśnienie w kanale przed sprężarką z otwartym zaworem wynosiło 0,01 bara. W czasie trwania próby wykonano trzy powtórzenia. Na rysunku 6.9 niebieskim kolorem oznaczono krzywą wykreślającą charakterystykę podciśnienia w kolektorze. Kolor zielony przedstawia krzywą prędkości obrotowej wirnika turbosprężarki. Z zależności wynika, że wartość ciśnienia ma zauważalny wpływ na prędkość obrotową wału turbosprężarki. Statyczne zamykanie zaworu od pozycji maksymalnie otwartej do maksymalnie zamkniętej powoduje proporcjonalne zwiększenie prędkości obrotowej wirnika. Podciśnienie zwiększa się z wartości -0,01 do -0,07 bara. Zakłada się, że po całkowitym zamknięciu zaworu zmniejsza się gęstość czynnika, co może powodować odrywanie się strumienia płynu od łopatek wirnika. Powoduje to pulsacje ciśnienia i zmianę natężenia przepływu za sprężarką co z eksploatacyjnego punktu widzenia jest zjawiskiem niekorzystnym. Zmiany ciśnienia widoczne są piłokształtnym odcinkiem krzywej. Dochodzi tam do -97- "wypychania" części powietrza z wlotu "pod prąd", a następnie ponownego jego napełniania. 0 20 40 60 80 Czas [s] 100 120 140 160 180 Ciśnienie powietrza przed TS [bar[ -0,01 55 -0,03 -0,05 50 -0,07 45 -0,09 40 -0,11 35 -0,13 -0,15 Prędkość obrotowa wirnika TS [x 10 000 obr/min] 60 30 Ciśnienie powietrza przed TS Prędkość obrotowa wirnika TS Rys. 6.9. Wpływ zmiany ciśnienia powietrza w kolektorze dolotowym turbosprężarki na prędkość obrotową wału Obniżenie ciśnienia do wartości ok. 0,6 bara skutkowało zwiększeniem prędkości obrotowej wału z ok. 35 tys. obr/min do ok. 49 tys. obr/min co stanowi ponad 40% przyrost. W rzeczywistych warunkach eksploatacji takie zjawisko poprzedzone zostanie zmniejszeniem ilości powietrza potrzebnego do spalania, co powoduje wyłączenie silnika, chroniąc turbosprężarkę przed tym niekorzystnym zjawiskiem. Niemniej jednak z przeprowadzonych testów można wnioskować, że każda zmiana podciśnienia w układzie dolotowym ma wpływ na prędkość obrotową wału turbosprężarki. Kolejnym zaobserwowanym zjawiskiem jest zwiększenie temperatury powietrza przetłaczanego przez sprężarkę (rys 6.10). Zamknięcie zaworu podczas pracy, z termodynamicznego punktu widzenia, będzie dążyło do wywoływania próżni w kanale dolotowym, co może powodować zmniejszenie temperatury w tym obszarze. Ze względu na małą szczelność układu ciśnienie spada zaledwie o 0,07 bara, a oczekiwane zmniejszenie temperatury szybko kompensowany zostaje wpływem temperatury otaczających elementów, tj. obudową sprężarki, wałem oraz wirnikiem. Przy całkowitym zamknięciu zaworu strumień świeżego powietrza dostającego się na łopatki wirnika sprężarki zanika całkowicie, a temperatura dynamicznie wzrasta. Zjawisko to charakteryzuje strome zbocze krzywej temperatury mierzonej przed sprężarką. Efekt przejmowania ciepła z otoczenia -98- zarejestrowano również za sprężarką. Przebieg zmian charakteryzował się znacznie łagodniejszym nachyleniem krzywej. Wraz z przymykaniem zaworu dławiącego, ciśnienie powietrza za sprężarką zmniejszało się w nieznacznych zakresach. 20 40 60 80 Czas [s] 100 120 140 160 180 48 -0,03 43 Ciśnienie powietrza [bar] -0,01 -0,05 38 -0,07 33 -0,09 28 -0,11 23 -0,13 -0,15 Temperatura powietrza [ C] 0 18 Ciśnienie powietrza przed TS Temperatura powietrzea przed TS Temperatura powietrza za TS Rys. 6.10. Wpływ zmiany ciśnienia powietrza w kolektorze dolotowym turbosprężarki na temperatury spalin w kanale przed i za turbiną Wartości ciśnienia sprężania wskazuje chmura zielonych znaczników na rysunku 6.11. Różnice wahały się na poziomie maksymalnie 0,002 bara. 0 20 40 60 Czas [t] 80 100 120 140 160 180 0,0235 0,0230 Ciśnienie powietrza za TS [bar] Ciśnienie powietrza przed TS [bar] 0,02 0 0,0225 -0,02 0,0220 -0,04 0,0215 -0,06 0,0210 -0,08 Ciśnienie powietrza przed TS 0,0205 Ciśnienie powietrza za TS 6 okr. śr. ruch. (Ciśnienie powietrza za TS) Rys. 6.11. Wpływ zmiany ciśnienia powietrza w kolektorze dolotowym turbosprężarki na ciśnienie powietrza za sprężarką -99- Uważa się, że zmiany tego parametru są pomijalnie małe, aby mogły być mierzalnym wskaźnikiem zmian warunków pracy turbosprężarki. Podobnie zmiany temperatury oleju, które zarejestrowano, które, co prawda wykazują zmiany, lecz dokładność pomiaru oraz rozrzut wartości jest na tyle duży, że trudno jest jednoznacznie interpretować zmiany temperatury oleju na podstawie wpływu zmian ciśnienia panującego w przestrzeni przed sprężarką (rys. 6.12). 0 20 40 60 80 Czas [s] 100 120 140 160 180 62 -0,01 Ciśnienie powietrza [bar] -0,05 61 -0,07 60 -0,09 60 -0,11 59 -0,13 -0,15 59 Ciśnienie powietrza przed TS 6 okr. śr. ruch. (Temperatura oleju za TS) Temperatura oleju za TS Rys. 6.12. Wpływ zmiany ciśnienia powietrza w kolektorze dolotowym turbosprężarki na temperaturę oleju za korpusem środkowym 6.1.4. Blok IV - dławienie wylotu powietrza ze sprężarki W poprzednim bloku badawczym omówiono przypadek dławienia przepływu powietrza przed sprężarką. W podpunkcie IV zaprezentowane zostaną wyniki badań testu, w którym dławiono przepływ powietrza za sprężarką. Zjawisko przyrostu ciśnienia podczas pracy silnika spalinowego ma miejsce w chwili natychmiastowego zamknięcia przepustnicy, szczególnie w zakresie dużych prędkości obrotowych. Układy dolotowe są zabezpieczone przed zwiększeniem ciśnienia przez upustowe zawory bezpieczeństwa, które odprowadzają nadmiar powietrza tłoczonego przez rozpędzony wirnik sprężarki. Zawór będzie zatem w pozycji otwartej również podczas hamowania silnikiem. Zwiększenie ciśnienia w przestrzeni za sprężarką może powodować powstawanie zjawiska pompażu, które występuje w maszynach osiowych i promieniowych podczas pracy w punktach charakterystyki dławienia na lewo od ciśnienia maksymalnego. Pompaż jest niepożądany, ponieważ w czasie jego trwania wytwarzają się silne drgania strug gazu przenoszone przez konstrukcję oraz duży hałas. Na charakterystyce pracy maszyny, temu odcinkowi krzywej dławienia odpowiada niska sprawność [23], [53]. -100- Temperatura oleju [ C] 61 -0,03 0,520 160 0,515 140 0,510 120 0,505 100 0,500 80 0,495 60 0,490 40 0,485 20 0,480 Temperatura oleju [°C] Ciśnienie powietrza [bar] W praktyce, uderzenia zwrotne ciśnienia powstałego przez zamknięcie przepustnicy, będzie miało wpływ na trwałość łopatek wirnika sprężarki, na które w chwili pojawienia się nadmiaru ciśnienia po stronie tłocznej, działać będą momenty zginające mające działanie destrukcyjne. O ile do całkowitego zablokowania zaworu dochodzi rzadko, o tyle zdarza się, że zawór pracuje w innych zakresach ciśnień lub zwiększa się jego bezwładność i czas zadziałania, bądź zostaje świadomie zmodyfikowany, w celu zmiany charakterystyki doładowania zaworu [29]. Systemy monitorująco – sterujące pracą silnika, w oparciu o wspólne czujniki, wyposażone są w układy zabezpieczające maszynę przed przeładowaniem. Skutkiem pojawienia się zbyt wysokiego ciśnienia jest zmiana trybu pracy silnika w tryb awaryjny, przez co zabezpiecza się przed wystąpieniem dalszych uszkodzeń. W tej sytuacji można mówić, że wykrywalność danego uszkodzenia jest bardzo duża, a wspomniany wskaźnik „W” przyjmuje wartość 1 – system dokonuje samodiagnozy chroniąc w ten sposób pozostałe układy. Zaproponowane symulacje przeprowadzono dla wybranego zakresu ciśnień, które nie powinny sygnalizować awarii. Działania wykonano w celu określenia zależności pomiędzy wpływem ciśnienia za sprężarką na pozostałe parametry pracy turbosprężarki [58]. Spośród 6 prób za najbardziej reprezentatywną uznano próbę nr 13, którą wykonano przy nastawach 3000/30. Przy tych parametrach, turbosprężarka w warunkach ustalonych pracowała z prędkością obrotową wału rzędu 120 tys. obr/min, a olej dostarczany był pod ciśnieniem 1,5 bara. Ciśnienie powietrza w kanale za sprężarką z otwartym zaworem wynosiło ok. 0,48 bara. W czasie trwania próby wykonano trzy powtórzenia. 0 0 50 Ciśnienie powietrza za TS 100 Czas [s] Prędkość obrotowa wirnika TS 150 200 Temperatura oleju za TS 4 okr. śr. ruch. (Ciśnienie powietrza za TS) Rys. 6.13. Wpływ zmiany ciśnienia powietrza w kanale za sprężarką na prędkość obrotową wału turbosprężarki oraz temperaturę oleju za korpusem środkowym -101- Na rysunku 6.13 niebieskim kolorem oznaczono krzywą wykreślającą charakterystykę ciśnienia w kolektorze za sprężarką. Kolor zielony przedstawia krzywą prędkości obrotowej wału turbosprężarki. Z zależności wynika, że wartość ciśnienia ma zauważalny wpływ na prędkość obrotową wału turbosprężarki. Statyczne zamykanie zaworu od pozycji maksymalnie otwartej do zwiększenia ciśnienia ok. 0,51 bara powoduje gwałtowne zmniejszenie prędkości obrotowej wału do ok. 80 tys. obr/min. co stanowi deflacje o ok. 45 %. Zależność ta jest powtarzalna dla wszystkich trzech prób. Ponowne otwarcie zaworu dławiącego przepływ za sprężarką powoduje powrót do nominalnej prędkości obrotowej wału z charakterystycznym wybiegiem związanym z natychmiastowym uwolnieniem zwiększonego strumienia gazu. Zjawisko dławienia przepływu można również zaobserwować rejestrując temperaturę sprężonego powietrza (rys. 6.14). Zwiększenie ciśnienia powoduje zwiększenie wartości temperatury strumienia tłoczonego gazu o ok. 10oC. Ciekawym zdaje się być zjawisko chwilowego obniżenia temperatury, który na wykresie przyjmuje kształt odwróconego wierzchołka. Istnieje prawdopodobieństwo, że zmiana temperatury bez zamierzonej zmiany ciśnienia związana jest z pojawiającymi się przeciekami sprężonego powietrza z powrotem do obudowy sprężarki. 0,520 60 50 0,510 40 0,505 0,500 30 0,495 20 0,490 Temperatura powietrza [°C] Ciśnienie powietrza [bar] 0,515 10 0,485 0,480 0 0 50 100 150 200 Czas [s] Ciśnienie powietrza za TS 4 okr. śr. ruch. (Ciśnienie powietrza za TS) Temperatura powietrza za TS Liniowy (Temperatura powietrza za TS) Rys. 6.14. Wpływ zmiany ciśnienia powietrza w kanale za sprężarką na temperaturę powietrza Fakt ten może potwierdzać nierównomierny kształt wierzchołka krzywej ciśnienia, który przedstawia chwilowe oscylacyjne zmiany. Godnym wskazania jest fakt, że pomimo stałej temperatury zasysanego do sprężarki powietrza w każdym powtórzeniu wykreślona linia trendu o charakterze liniowym posiada wyraźnie dodatni współczynnik „a”, który odpowiada za kąt nachylenia względem osi odciętych. Oznacza to, że w wyniku zwiększenia ciśnienia w kanałach doprowadzających powietrze do silnika, elementy turbosprężarki będą się dodatkowo nagrzewać. W odpowiedzi układ będzie -102- 0,520 100 0,515 90 0,510 80 0,505 70 0,500 60 0,495 50 0,490 40 0,485 30 0,480 20 0,475 10 0,470 0 0 50 100 Czas [s] Ciśnienie powietrza za TS 4 okr. śr. ruch. (Ciśnienie powietrza za TS) 150 200 Temperatura oleju za TS Rys. 6.15. Wpływ zmiany ciśnienia powietrza w kanale za sprężarką na temperaturę oleju za korpusem środkowym Po dokonaniu oceny wybranych parametrów pracy turbosprężarki, które ulegały zmianom w funkcji zasymulowanego zjawiska opisanego w bloku III i IV należy stwierdzić, że najbardziej reprezentatywnym wskaźnikiem jest prędkość obrotowa wirnika. -103- Temperatura oleju [°C] Ciśnienie powietrza [bar] charakteryzował się zmniejszeniem sprawności. Z termodynamicznego punktu widzenia tłoczone o podwyższonej temperaturze powietrze będzie miało mniejszą gęstość, a w konsekwencji do komory spalania silnika dostarczona zostanie ograniczona ilość tlenu do spalania. Zwiększenie temperatury zarejestrowano również badając temperaturę oleju (rys. 6.15). Z zależności wynika że wraz ze zwiększeniem ciśnienia w kanale za sprężarką oraz zmianą prędkości wału turbosprężarki zmianie ulega również temperatura oleju mierzona w kanale za korpusem. Każde powtórzenie generuje zwiększenie temperatury oleju o ponad 10 %, co w bilansie generuje dodatkową niepotrzebną energię dostarczaną do elementów turbosprężarki. Istnieje jednak prawdopodobieństwo, że zwiększenie temperatury oleju powodowane jest przez przejmowanie energii cieplnej z nagrzanego korpusu w wyniku pogorszenia przepływu spowodowanego zmniejszeniem prędkości obrotowej wału turbosprężarki, przez co czas obecności danej objętości oleju w korpusie środkowym wydłuża się. O ile w analizowanym przypadku zwiększenie wartości temperatury jest w dopuszczalnym zakresie o tyle w rzeczywistym silniku zwiększenie temperatury oleju może zostać potęgowane przez inne czynniki. Negatywny wpływ zwiększania temperatury oleju jest powszechnie znany. Zmiana prędkości obrotowej wału turbosprężarki w każdym przypadku wpływa na parametry tłoczonego przez sprężarkę powietrza. Dla zachowania założonych parametrów pracy silnika podstawową funkcję pełni skład mieszanki palnej, która zależna jest od dostarczanej ilości powietrza potrzebnej do spalania. Zmniejszenie strumienia powietrza przy stałych parametrach nastawy aparatu sterującego silnikiem, będzie miało bezpośredni skutek w postaci reakcji urządzeń sterujących turbosprężarką. Zakłada się, że o ile wartości korekcyjne nie będą znacznie odbiegać od nominalnych zakresów pracy nie będzie to miało wpływu na trwałość maszyny. Z przeprowadzonych badań wynika, że pewne wartości, których przekroczenie powoduje znaczący wpływ na działanie turbosprężarki, mogą prowadzić do zmniejszenia niezawodności maszyny. 6.2. Wyniki badań drogowych 6.2.1. Wprowadzenie Celem badań nie była wnikliwa analiza zjawisk zachodzących w przestrzeni nadtłokokowej komory spalania w powiązaniu z pracą turbosprężarki, a jedynie porównanie urządzenia nowego z używanym w, pozornie uznawanego za sprawne ze szczególnym uwzględnieniem szczelności w połączeniu wał – obudowa turbiny oraz wał – obudowa sprężarki. Głównym dążeniem autora było wykazanie zależności pomiędzy typowym zużyciem eksploatacyjnym, a emisją toksycznych składników spalin. Badaniom poddano jeden typ pojazdu spełniający normę czystości spalin EURO 3 (wyposażony w silnik o ZI), oraz jeden rodzaj turbosprężarki. Wyniki badań mają charakter porównawczy i poglądowy [5]. Tabela 6.1. Pojazdy samochodowe i ciągniki według grup wieku w 2014 roku [66] Wybrany samochód należy do grupy pojazdów, która wg raportu Głównego Urzędu Statystycznego w stanowi w Polsce najbardziej liczną grupę samochodów eksploatowanych w 2014 roku. Prawie 50 % pojazdów zawiera się w przedziale między 10, a 20 lat (tabela 6.1). -104- Analizę wyników przedstawiono w postaci względnej różnicy emisji składników spalin (CO2, CO, NOX i HC) podzielonej ze względu na tryb pracy silnika, tj. rozpędzanie pojazdu z maksymalnym obciążeniem, jazda ze stałą prędkością oraz hamowanie silnikiem. Dla lepszego zobrazowania wyników, wykonano pomiar wartości średnich na odcinku 12,2 km, na wyznaczonej w rozdziale 5 trasie, którą przy odpowiednich parametrach pracy silnika uważa się za najbardziej zbliżoną do warunków odpowiadających testom homologacyjnym . Wartości średnie CO, NOX i HC na tle dopuszczalnych wartości wg normy EURO 3 przedstawiono na rysunku 6.16 [30], [61]. Eksploatacja pojazdu wyposażonego w uszkodzoną (oryginalną) turbosprężarkę generowała średnią emisję tlenków węgla na poziomie 0,73 g/km, przy czym norma dopuszcza emisję tego związku na poziomie 2,3 g/km. Średnia, zmierzona wartość emisji tlenków azotu wg pomiarów wynosiła 0,16 g/km podczas gdy, dopuszczalna wartość to 0,15 g/km. Pomiary emisji węglowodorów dały wartość 0,08 g/km mieszcząc się w dopuszczalnym zakresie, który wynosi 0,2 g/km. Według przeprowadzonych przez autora pomiarów można przypuszczać, że mimo nieznacznie przekroczonej emisji tlenków węgla pojazd spełniał wymogi. 2,5 Emisja [g/km] 2,0 1,5 EURO 3 uszkodzona TS 1,0 0,5 0,0 CO NOx HC Rys. 6.16. Różnice między emisją szkodliwych związków spalin emitowanych z pojazdu z uszkodzoną turbosprężarką na tle norm emisyjnych Euro 3 Zamontowanie w pojeździe nowej turbosprężarki umożliwiło zmniejszenie wartości średnich zebranych na tej samej trasie w podobnych warunkach, które przedstawiono na tle używanej (rys. 6.17). -105- 0,8 0,7 Emisja [g/km] 0,6 0,5 nowa TS 0,4 uszkodzona TS 0,3 0,2 0,1 0,0 CO NOx HC Rys. 6.17. Różnice między emisją szkodliwych związków spalin emitowanych z pojazdu z uszkodzoną i nową turbosprężarką Średnia emisja CO po zamontowaniu nowej turbosprężarki zmniejszyła się 0,43 g/km co stanowi 150 %, NOX o 0,07 g/km (81 %) a emisja HC o 0,05 g/km (136 %). Względną średnią różnicę wszystkich emisji szkodliwych związków spalin przedstawiono na rysunku 6.18. 160 Średnia względna różnica emisji [g/km] 140 120 100 80 60 40 20 0 CO NOx HC Rys. 6.18. Średnie względne różnice emisji szkodliwych związków spalin emitowanych z pojazdu między uszkodzoną, a nową turbosprężarką Analizę wyników z poszczególnych trybów jazdy przedstawiono w punktach poniżej. -106- 6.2.2. Blok I - rozpędzanie pojazdu Pierwszy blok pomiarowy, nazwany „rozpędzaniem pojazdu” dotyczy warunków pracy silnika, w których pojazd przyspiesza od ustalonej prędkości początkowej poprzez maksymalne wciśnięcie pedału przyspieszenia do chwili osiągnięcia zadanej prędkości. Próby wykonano dla różnych przedziałów prędkości. Parametry wszystkich prób przedstawiono w tabeli 5.4. Średnie wartości emisji związków chemicznych z prób wykonanych dla prędkości z przedziału 20 – 50 km/h przedstawiono na rysunku 6.19. Kolor zielony oznacza poprawę wskaźników emisyjnych w porównaniu uszkodzonej i nowej turbosprężarki. Czerwonym kolorem zaznaczono te parametry, które uległy pogorszeniu po zastosowaniu nowego urządzenia. 250 Średnia względna różnica emisji [%] 200 150 100 50 0 CO2 CO NOx HC -50 -100 Rodzaj emitowanych związków Rys. 6.19. Średnie względne różnice emisji wybranych składników spalin podczas przyspieszania pojazdu w zakresie 20 – 50 km/h między uszkodzoną, a nową turbosprężarką Z zależności wynika, że zmniejszeniu uległa emisja tlenku węgla o ponad 200 % w stosunku do emisji z silnika z zamontowaną uszkodzoną turbosprężarką. O 50 % zmniejszyła się emisja CO2, a o ok. 25 % HC. W fazie przyspieszania od 20 – 50 km/h zauważono niekorzystny wpływ emisji tlenków azotu, czego nie odnotowano dla pozostałych zakresów. Np. w fazie przyspieszania pojazdu z 40 – 70 km/h ze średnich pomiarów otrzymano względne różnice NOX na poziomie 280 % poprawy. Ponadto korzystnym aspektem zamontowania nowej turbosprężarki była emisja węglowodorów, która średnio z pomiarów różniła się o ponad 300 %. Wartości pokazano na rysunku 6.20. -107- Średnia względna różnica emisji [%] 350 300 250 200 150 100 50 0 CO2 CO NOx HC Rodzaj emitowanych związków Rys. 6.20. Średnie względne różnice emisji wybranych składników spalin podczas przyspieszania pojazdu w różnych zakresach między uszkodzoną, a nową turbosprężarką Ostatnim wykonanym pomiarem w fazie przyspieszania był zakres od 50 – 80 km/h. Wyniki w postaci graficznej zaprezentowano na rysunku 6.21. W tym przypadku poprawie uległy wartości emisji rzędu 100 % NOX oraz średnio o ok. 110 % HC. Zastosowanie nowego urządzenia nie przyniosło korzyści w postaci zmniejszenia emisji tlenków węgla. W tej próbie silnik wyposażony zarówno w uszkodzoną jak i nową turbosprężarkę wyemitował CO na podobnym poziomie. Emisja dwutlenku węgla uległa poprawie, ale o zaledwie 20 %, podczas gdy dwa poprzednie zakresy dały poprawę średnio ponad 50 % w każdej próbie. Można zatem wnioskować, że uszkodzona turbosprężarka pracowała lepiej przy dużych prędkościach pojazdu czyli z większym obciążeniem. Nie zmienia to jednak faktu, że silnik wyposażony w to urządzenie, we wszystkich zakresach prędkości pojazdu generował więcej szkodliwych związków do atmosfery. Uśrednione wartości parametrów wszystkich prób w fazie rozpędzania pojazdu pokazano na rysunku 6.21, co daje ogólny pogląd na tendencje zastosowania nowego urządzenia. -108- 160 Średnia względna różnica emisji [%] 140 120 100 80 60 40 20 0 CO2 CO NOx HC Rodzaj emitowanych związków Rys. 6.21. Średnie względne różnice emisji wybranych składników spalin podczas przyspieszanie pojazdu w różnych zakresach z uszkodzoną turbosprężarką i nową Przypuszcza się, że redukcja emisji węglowodorów związana jest z działaniem sił poosiowych wynikających z wektora sił przepływającego strumienia powietrza w sprężarce osiowo – promieniowej, a także wektora sił w turbinie promieniowo – osiowej [51]. Składowa tych sił napiera na łożysko osiowe dążąc do przesunięcia wału turbosprężarki zgodnie z kierunkiem napływu świeżego powietrza. Zjawisko to w połączeniu z uszkodzonymi uszczelnieniami wału może powodować pojawienie się przecieków, które zaobserwowano po demontażu uszkodzonego urządzenia. Na rysunku 6.22 pokazano widok wirnika turbiny z fragmentem wału z uszkodzonym pierścieniem uszczelniającym. Ślady czarnego nalotu świadczą o odwodornieniu cząsteczek węgla z oleju silnikowego w obecności wysokich temperatur. Rys. 6.22. Widok wirnika turbiny z fragmentem wału oraz czopem pierścieniowym – widoczny osad olejowo-węglowy -109- Wartym uwagi jest również wskaźnik związany ze zużyciem paliwa. Silnik podczas prób przyspieszania z uszkodzoną turbosprężarką wyemitował średnio o 50 % więcej dwutlenku węgla niż z zamontowaną nową. Można zatem wnioskować, że do uzyskania zadanej prędkości silnik z nową turbosprężarką pracował z wyższą sprawnością i do wygenerowania tej samej mocy zużył mniej paliwa. Zjawisko potwierdza również czas potrzebny do rozpędzenia pojazdu, który w przypadku uszkodzonej turbosprężarki był dłuższy. 6.2.3. Blok II – stała prędkość W drugim bloku pomiarowym wykonano testy determinujące czas pomiaru, zatem pozostałe parametry były stałe. Wykonano próby dla trzech różnych prędkości pojazdu: 20, 50 i 70 km/h przy dźwigni zmiany biegów w położeniu nr 2. Wartości mierzonych związków chemicznych podobnie jak w poprzednim punkcie zostały uśrednione dla danego zakresu prędkości. Przedstawiono również uśrednione wyniki z pomiarów wszystkich prędkości, aby zaobserwować tendencję pracy turbosprężarki w warunkach ustalonych. Na rysunku 6.22 przedstawiono uśrednione wyniki względnej różnicy emisji szkodliwych związków spalin dla prędkości pojazdu 50 km/h przy średniej prędkości obrotowej wału korbowego rzędu 3000 obr/min. 100 Średnia względna różnica emisji [%] 80 60 40 20 0 CO2 CO NOx HC -20 -40 Rodzaj emitowanych związków Rys. 6.22. Średnie względne różnice emisji wybranych związków spalin pojazdu poruszającego się z prędkością równą 50 km/h Podczas eksploatacji pojazdu ze stałą prędkością równą 50 km/h silnik wyposażony w turbosprężarkę używaną zasilany był paliwem wtryskiwanym średnio przez 2,74 ms na cykl, przy czym po wymianie turbosprężarki na nową czas wtrysku dla tych samych -110- średni czas wtrysku [ms] parametrów zmniejszył się do 1,28 ms. Oba pojazdy, aby mogły poruszać się z tą samą prędkością generowały różną emisję dwutlenku węgla, co potwierdzają pomiary czasu otwarcia wtryskiwacza. Pomimo uwzględnienia błędów związanych z możliwością wystąpienia niewielkich różnic powodowanych warunkami eksploatacji takich jak nachylenie drogi oraz opory powietrza, przypuszcza się, że nowe urządzenie pracowało z większą sprawnością, tj. dostarczana energia chemiczna w paliwie była efektywniej zamieniana na energię mechaniczną. Pozostałe porównanie czasów wtrysku przedstawiono na rysunku 6.23. 4 3 2 uszkodzona TS 1 nowa TS 0 20 50 70 prędkość pojazdu [km/h] Rys. 6.23. Porównanie średnich czasów otwarcia wtryskiwacza silnika wyposażonego w uszkodzoną turbosprężarkę oraz nową dla trzech prędkości pojazdu Prawdopodobnie większe zużycie paliwa powodowało zwiększenie temperatury spalin co sprzyjało tworzeniu się zwiększonego stężenia tlenków azotu. Zauważono niekorzystny wpływ zastosowania nowego urządzenia w aspekcie emisji węglowodorów oraz tlenków węgla. Względna różnica HC zwiększyła się o 28 % w stosunku do pomiarów podczas eksploatacji uszkodzonej turbosprężarki z prędkością stałą pojazdu na poziomie 50 km/h. Emisja tlenków węgla wzrosła średnio o 17 %. Autor poszukując źródła emitowanych związków dla nowego urządzenia, braku ich redukcji upatruje w układzie oczyszczania spalin. Szacuje się, że samochodowe reaktory katalityczne tracą 25 % swej aktywności po około 80 tys. km, a całkowicie zużywają się po przejechaniu ok. 150 tys. km [10]. Drogomierz pojazdu poddanego testom wskazywał ponad 200 tys. km. Główną przyczyną niszczenia reaktorów katalitycznych są skrajne warunki pracy silnika, takie jak termiczne i mechaniczne naprężenia, kwasowy charakter spalin, oraz iskry i zbyt wysoka temperatura pracy [76], [56]. Istnieje zatem prawdopodobieństwo, że zamontowanie poprawnie działającego reaktora katalitycznego miało by znaczący wpływ na utlenianie CO i HC do nieszkodliwej postaci CO2 i H2O. Można zatem przypuszczać, że opisane wyżej zjawiska i przyczyny stają się być spójne i uzasadnione. Podobną tendencję zaobserwowano analizując test dla stałej prędkości równej 70 km/h. W tym przypadku względne różnice emisje poszczególnych związków spalin kształtują się następująco (rys. 6.24). -111- 100 Średnia względna różnica emisji [%] 80 60 40 20 0 CO2 CO NOx HC -20 -40 -60 Rodzaj emitowanych związków Rys. 6.24. Średnie względne różnice emisji spalin pojazdu poruszającego się z prędkością równą 70 km/h Średnia względna różnica emisji węglowodorów osiągnęła poziom 49 % na niekorzyść nowego urządzenia, a średnia względna różnica emisji tlenków węgla 39 %. Prawdopodobnie, zauważalna mniejsza względna różnica CO2 po zastosowaniu nowego reaktora katalitycznego uległa by zwiększeniu. Porównanie czasu wtrysku (rys. 6.23) dla prędkości równej 70 km/h nie wykazuje znaczącej różnicy, to znaczy, że dla uzyskania zadanej prędkości pojazdu potrzebna była podobna energia. Czujnik pomiaru początku otwarcia zaworu upustowego przy tych parametrach pracy silnika i turbosprężarki rejestrował pozycję otwartą. Przypuszcza się, że w tym zakresie prędkości obrotowych wału korbowego silnika zawór był na tyle otwarty (przy niewielkim obciążeniu silnika), że strumień spalin mógł omijać wirnik turbiny, co nie generowało dalszego przyrostu ciśnienia doładowania. Analizując uszkodzenie obudowy turbiny w postaci pęknięć (rys. 6.25) autor sugeruje możliwością wystąpienia zjawiska mogącego mieć wpływ na redukcję stężenia CO i HC w spalinach w porównaniu do turbosprężarki nowej. -112- Rys. 6.24. Widok wnętrza kanałów obudowy turbiny – czerwoną strzałką zaznaczono uszkodzenia Otóż przypuszcza się, że pojawienie się nieszczelności w rurze z przepływającym z dużą prędkością płynem może generować zjawisko znane ze zwężki Venturiego. W tym przypadku strumień spalin zasysa powietrze z zewnątrz utleniając tlenki węgla i węglowodory. Zjawisko to mogłoby wyjaśniać tak dużą różnicę tych związków między nową, a uszkodzoną turbosprężarką. Wpływ pęknięć obudowy nie został jednak zweryfikowany, a przypuszczenia pozostają w fazie domysłów, co nie zmienia faktu, że analiza wykazuje zmiany związane z emisją składników spalin. 6.2.4. Blok III – hamowanie silnikiem Hamowanie pojazdu silnikiem związane jest z napędzaniem elementów silnika energią kinetyczną za pośrednictwem kół samochodu. Wał korbowy obraca się z prędkością w zależności od prędkości poruszającego się pojazdu oraz przełożenia skrzyni biegów. Im większa prędkość początkowa tym opóźnienie pojazdu związane z oporami jakie stawia powietrze jest większe. Ponadto w hamowaniu silnikiem biorą udział takie składowe jak np. opór toczenia, opory wewnętrzne silnika oraz do napędu urządzeń, a także opory związane z przetłaczaniem powietrza przez komory silnika oraz pozostałe elementy układu wydechowego w tym również turbosprężarka, która podczas pracy w tej fazie nie generuje mocy. W fazie hamowania silnikiem czas otwarcia wtryskiwacza w badanym pojeździe wahał się między 1-2 ms (rys. 6.25) przy czym pełne obciążenie powoduje zwiększenie tego czasu do 16 ms. Pomimo braku zapotrzebowania na energię pochodzącą ze spalania paliwa w fazie hamowania silnikiem benzyna jest zużywana. Ma to konsekwencje w analizie emisji związków spalin. -113- Rys. 6.24. Czas otwarcia wtryskiwaczy na tle wytracania prędkości podczas hamowania silnikiem w funkcji czasu (używana TS) Na rysunku 6.25 zestawiono średnie względne różnice emisji związków CO2, CO, NOX oraz HC. Z zależności wynika, że silnik z zamontowaną nowa turbosprężarka generuje mniejszą emisję węglowodorów w fazie hamowania o 400 %. Pozostałe związki chemiczne nie różnią się znacząco. Zarejestrowano zmniejszenie tlenków węgla średnio o ok. 14 %. Wartości tlenków azotu różniły się pomijalnie mało. 450 Średnia względna różnica emisji [%] 400 350 300 250 200 150 100 50 0 CO2 CO NOx Rodzaj emitowanych związków HC Rys. 6.25. Porównanie emisji drogowej węglowodorów emitowanych z silnika z zamontowaną uszkodzoną turbosprężarką oraz nową dla trzech zakresów prędkości pojazdu Tak dużą względną różnicę emisji węglowodorów pomiędzy nową i uszkodzoną turbosprężarką autor tłumaczy obniżeniem temperatury wirnika turbiny, na który -114- napływa strumień relatywnie zimnych spalin. Zmniejszenie temperatury wirnika posiadającego dużą powierzchnie w szybki sposób obniża również temperaturę wału, przez co go obkurcza. W fazie hamowania silnikiem zwarty korpus środkowy pozostaje gorący, a olej o zmniejszonej lepkości łatwo przedostaje się przez powstałe szczeliny, ulegając spaleniu. Ponadto proces może zostać spotęgowany przez swobodną pracę wału, ponieważ zamknięcie przepustnicy ogranicza dopływ świeżego powietrza, zatem normalnie działające na wał siły poosiowe zanikają. W związku z tym, że ciśnienie oleju zależne jest od prędkości obrotowej wału korbowego silnika w początkowej fazie hamowania pozostaje ono na dużym poziomie. Te wszystkie zależności zdają się potwierdzać, że używana, wyeksploatowana turbosprężarka może posiadać większe luzy poosiowe, które w badaniu organoleptycznym są dopuszczalne. Na badanym obiekcie po rozmontowaniu zdiagnozowano obecność nagaru, co może potwierdzać słuszność postawionej tezy (rys. 6.26, 6.27). Rys. 6.26. Widok wirnika turbiny po zdemontowaniu obudowy Rys. 6.27. Widok izolującej blaszki termicznej ze śladami spalonego oleju -115- 7. Propozycje nowych rozwiązań i możliwości poprawy istniejących barier 7.1. Wprowadzenie Każde nowe rozwiązanie, przed procesem jego wdrożenia, wymaga przeprowadzenia licznych analiz. Działanie to ma na celu wyeliminowanie ewentualnego niepowodzenia nowego produktu na rynku, szczególnie w czasie objętym okresem gwarancyjnym. Nowe wdrożenia wymagają szczegółowej analizy, głównie z uwagi na wysokie koszty i ryzyko oraz stosunkowo długi czas realizacji. Działanie to jest również istotne w przypadku oceny istniejących obiektów technicznych ze względu na korelację wielu czynników zewnętrznych. W przypadku turbosprężarek, wystąpienie awarii wpływa na pracę innych podzespołów oraz ma znaczenie na finalną emisję szkodliwych składników spalin. W szczególnych przypadkach może doprowadzić do destrukcji całego silnika. W niewielkim stopniu wpływa również na bezpieczeństwo i komfort. Jedną z najpopularniejszych metod wyznaczania przyczyn i skutków wad jest analiza FMEA. W niniejszej pracy dokonano analizy istniejącego obiektu w celu określenia możliwości poprawy wskaźnika niezawodności turbosprężarki jako elementu systemu, który obejmuje również wybrane układy i podzespoły silnika spalinowego. Podstawowymi wskaźnikami analizy są trzy kryteria opisane w punkcie 3 – „znaczenie” wady, „częstotliwość” jej wystąpienia (nazywana często również jako „ryzyko”) oraz „wykrywalność”. Szacowanie wartości wskaźnika dotyczącego znaczenia wady istniejącego obiektu ze względu na zasadę i sposób działania nie podlega dyskusji, a możliwości ingerencji są niewielkie. Częstotliwość występowania wady zależy od takich czynników jak np. jakość zastosowanych materiałów z którego dany element został wyprodukowany, zastosowane rozwiązania technologiczne, proces produkcyjny, trwałość materiałów, czy płyny eksploatacyjne. Na wartość wskaźnika wpływ mają również warunki eksploatacji i pewna losowość próby. Poprawa niezawodności przez wpływ na ten parametr ma indywidualne, jednostkowe znaczenie [70], [26]. Obecne systemy diagnostyczne realizujące monitorowanie pracy urządzeń samochodów osobowych w niewielkim stopniu kontrolują parametry pracy turbosprężarki. Poprawa wskaźnika „wykrywalności” wad bez dodatkowych narzędzi jest utrudniona, ponieważ symptomy uszkodzeń są mało czytelne. Wykrycie wady przez stację diagnostyczną, urządzenia pomiarowe czy diagnostę/serwisanta jest bardzo trudne, a przez statystycznego kierowcę praktycznie niemożliwe. Dla poprawy niezawodności systemu proponuje się wprowadzić układ diagnostyczny, którego zadaniem będzie monitorowanie wybranych parametrów pracy turbosprężarki. Podstawowymi wymaganiami stawianymi systemom diagnostycznym jest wykrywalność i rozróżnialność uszkodzeń. Najprostszym wskaźnikiem wykrywalności uszkodzeń jest stosunek liczby uszkodzeń wykrywanych przez system diagnostyczny do liczby wszystkich uszkodzeń możliwych do wystąpienia w obiekcie. Najkorzystniej jest, gdy wszystkie uszkodzenia są wykrywane, zatem wartość tego wskaźnika powinna wynosić 1. Jak wynika z przeprowadzonych badań, analiz i wiedzy eksperckiej autora, różnorodność uszkodzeń turbosprężarek jest dość duża, a wybrane symptomy na które -116- mogą wskazywać są wspólne i nie zostały w tym aspekcie dostatecznie opisane. Wyniki badań pozwalają jednak wnioskować, które parametry wykazują zmianę w funkcji symulacji uszkodzeń. 7.2. Propozycje rozwiązań Z przeprowadzonej dyskusji otrzymanych wartości wynika, że najbardziej podatnym wskaźnikiem wykazującym zmiany wybranych zjawisk jest prędkość obrotowa wału turbosprężarki. Zarejestrowano, że ma on wpływ na większość czynników zaburzających pracę urządzenia. Wartości prędkości obrotowej w zależności od rodzaju dysfunkcji ulegają zarówno zmianom dodatnim jak i ujemnym. Analiza parametrów związanych z badaniem przepływu oleju przez węzły łożyskowe również daje szerokie spektrum informacji o aktualnym stanie turbosprężarki. Ponadto zauważono, że wartości ciśnienia ośrodka przed sprężarką również ulegają zmianom. Badania i analizy przeprowadzone na potrzeby dysertacji kończą się na tym etapie. Planuje się wykonać dalsze działania w poszukiwaniu cech charakterystycznych dla wybranych uszkodzeń, ponieważ sygnatury poszczególnych uszkodzeń oraz sygnatury zmiennych podczas różnych warunków w których pracuje turbosprężarka mogą być tożsame, zatem trudne w jednoznacznym określeniu uszkodzenia. Rozróżnialność uszkodzeń uzyskuje wtedy, gdy sygnatury poszczególnych uszkodzeń są różne [46]. Oznacza to, że każde z uszkodzeń powoduje wystąpienie innego podzbioru wartości sygnałów diagnostycznych niż pozostałe. Sygnały diagnostyczne nie zostały zdefiniowane. W zakresie pracy było wskazanie zależności pomiędzy danymi zjawiskami oraz zwrócenie uwagi na ich obecność. Im większa rozróżnialność uszkodzeń, tym większa dokładność diagnoz. Wymagany stopień wykrywalności i rozróżnialności uszkodzeń należy zapewnić na etapie projektowania systemu diagnostycznego, przez odpowiedni dobór zbioru testów. Propozycje rozwiązań ograniczono jedynie do modelowania wykrywalności za pomocą metody ETA. 7.3. Modelowanie wykrywalności za pomocą zastosowanych rozwiązań z wykorzystaniem metody ETA 7.3.1. Niedrożny kanał odpływu oleju Pod pojęciem modelowanie wykrywalności rozumie się podjęcie wszelkich działań mających na celu zmniejszenie wartości wskaźnika P(SX). Jak wspomniano w rozdziale 3 wskaźnik ten jest zdarzeniem szczytowym i określa prawdopodobieństwo wystąpienia całkowitego zniszczenia bądź unieruchomienia maszyny w przypadku pojawienia sie zdarzenia inicjującego „A” i jednoczesnym nieskutecznym funkcjonowaniu barier bezpieczeństwa. Jednym z takich działań jest zastosowanie nowych lub dodatkowych barier bezpieczeństwa, które będą miały pośredni lub bezpośredni wpływ na działanie turbosprężarki. Zastosowanie nowych barier pokazano w oparciu o drzewo zdarzeń z rozdziału 3 przedstawione na rysunku 7.1. -117- Niedrożne kanały odprowadzajace olej Filtr oleju Czujnik Akcja kierowcy/ temperatury oleju Przepływomierz serwisanta za oleju turbosprężarką Skuteczne Zdarzenie Skutek/efekt S1 P (B) inicjujące Tak P (A) P (C) S2 Nieskuteczne Tak 1 - P (B) P (D) S3 Nie Tak 1 - P (C) P (E) S4 Nie 1 - P (D) Nie 1 - P (E) SX Rys. 7.1. Drzewo zdarzeń dla „niedrożnego kanału odprowadzającego olej” z zastosowaniem zaproponowanych nowych barier bezpieczeństwa Zastosowane nowe bariery zaznaczono kolorem zielonym. Zaproponowany czujnik temperatury za korpusem środkowym (bariera D) rejestruje wartości temperatury oleju (w przypadku poprawnego przepływu), bądź temperaturę korpusu (w przypadku zaburzenia przepływu). Informacja związana z badaniem temperatury medium smarującego pozwala kontrolować niekorzystne zjawiska występujące w łożyskach turbosprężarki. W przypadku pogorszenia przepływu, ilość ciepła przejmowanego z korpusu w funkcji strumienia masy oleju jest zauważalnie większa, co może dać mierzalny sygnał diagnostyczny. Z opracowanych wyników badań wynika, że każda zmiana ciśnienia oleju zarówno przed korpusem jak i w kanałach odpływu wiąże się ze zmianą temperatury oleju. Badania stanowiskowe pozwoliły na wyselekcjonowanie tylko jednej zmiennej co umożliwiło subtelnie zarejestrować zmiany pozostałych mierzonych parametrów. Podczas działania silnika i turbosprężarki w rzeczywistych warunkach pracy tych urządzeń, zmiennych parametrów jest więcej co może również wpływać na zmianę parametrów oleju. Uważa się, że przy zastosowaniu odpowiednich algorytmów uwzględniających stan pracy silnika, obciążenie, temperaturę otoczenia czy prędkość obrotową silnika możliwe jest użycie tych sygnałów jako informację diagnostyczną. Czujnik temperatury jest elementem prostym i tanim, zatem zastosowanie nawet dwóch elementów pomiarowych (na dopływie i wypływie oleju z korpusu środkowego) jest zabiegiem ekonomicznie zasadnym. Pomiar różnicowy umożliwia precyzyjne określenie ilości energii cieplnej przejmowanej do oleju. Drugą zaproponowaną barierą bezpieczeństwa jest przepływomierz oleju zainstalowany za korpusem środkowym oznaczony na diagramie jako bariera E. Informacja o zmniejszeniu strumienia przepływającego przez łożyska oleju stanowi uzupełnienie sygnału z czujnika temperatury. Zastosowanie samego przepływomierza może nie przynieść oczekiwanego efektu, szczególnie w przypadkach, w których do uszkodzenia turbosprężarki dochodzi z powodu rozrzedzenia oleju silnikowego olejem napędowym. Olej pod wpływem zmiany lepkości powoduje zmniejszenie strat -118- przepływu zatem nominalna ilość dopływającego oleju również ulegnie zmianie. Strumień przepływającego przez łożyska turbosprężarki oleju uwarunkowany jest wieloma zależnościami, zatem w tym rozwiązaniu z zastosowaniem przepływomierza konieczne jest uwzględnienie wszystkich parametrów pracy silnika. Skutki zdarzeń S związanych z zastosowanymi nowymi barierami mają następującą interpretację: S3 – System diagnostyczny po przeprowadzeniu procedury testowej wysłał informację do sterownika w celu podjęcia dalszych działań, bądź wygenerował sygnał uruchamiający ostrzeżenie informujące kierowcę o wystąpieniu nieprawidłowego parametru związanego z pracą turbosprężarki. Należy sprawdzić drożność układu smarowania turbosprężarki, wymienić olej i filtr oleju. S4 – W celu ochrony urządzenia system diagnostyczny zażądał dla sterownika silnika przejście w tryb awaryjny. Należy sprawdzić drożność układu smarowania silnika oraz stan turbosprężarki oraz wymienić przewody olejowe. Należy zastosować płukanie silnika. Prawdopodobieństwa w ujęciu ilościowym są analogiczne do analiz wykonanych przed wprowadzeniem zmian i wynoszą dla zdarzenia inicjującego P(A) = 0,08; a dla zdarzeń na poszczególnych barierach P(B) = 0,1; P(C) = 0,5. Prawdopodobieństwa pojawienia się danego rodzaju skutków po zastosowaniu nowych barier wynoszą odpowiednio: P(S3) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)] P(D) P(S4) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)] · [1 – P(D)] P(E) (26) (27) Dla zaproponowanych, nowych barier wynoszą one P(D) = 0,9; P(E) = 0,9. Przyjęto wartości na poziomie 90% skuteczności, zakładając, że żadne rozwiązanie nie daje 100% pewności. Wartości liczbowe prawdopodobieństw pojawienia się danego rodzaju skutków w ujęciu ilościowym wynoszą odpowiednio: P(S1) = 0,008; P(S2) = 0,036; P(S3) = 0,0324 i P(S4) = 0,00324. (28) Prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia krytycznego jest równe: P(SX)’ = 0,00036. (29) Otrzymaną wartość współczynnika P(SX) po zastosowaniu dodatkowych barier bezpieczeństwa nazwano P(SX)’ i wprowadzono do kolejnej kolumny tabeli FMEA. Zastosowanie dodatkowych barier pozwoliło zminimalizować prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia szczytowego z 4% na 0,04%. Oznacza to, że w całej populacji przypadków, w których po pojawieniu się zdarzenia inicjującego prawdopodobieństwo uszkodzenia turbosprężarki z tego powodu zostało zminimalizowane stukrotnie. Zastosowanie w modelu nowych barier bezpieczeństwa, które mają na celu informowanie kierowcę/użytkownika o możliwości wystąpienia niesprawności -119- wspomagają wykrywalność uszkodzeń. Działania systemu dają czytelne sygnały do podjęcia konkretnych czynności prewencyjnych i zapobiegawczych. Można zatem założyć, że po zastosowaniu zaproponowanych barier nowy wskaźnik wykrywalności (nazywany w dalszej części pracy „W prim ” otrzymuje, zgodnie z wytycznymi z tabeli 3.3, wartość 2. Liczba priorytetu LPR’ po uwzględnieniu zmodyfikowanej wykrywalności zgodnie ze wzorem (1) ma wartość 126. LPR’ = Z R W’ (30) Wartość LPR’ wprowadzono do tabeli FMEA w kolumnie 20. Początkowa liczba priorytetu LPR wynosiła 630. Zmiana wykrywalności poprawiła ten wskaźnik pięciokrotnie co spowodowało zmniejszenie tej wartości poniżej przyjętej granicy LPR = 450. Wykrywalność została zwiększona do zadowalającego poziomu – można uznać cel za osiągnięty. 7.3.2. Niedrożny ssak oleju Analogicznie, zaproponowane rozwiązanie z poprzedniego punktu można zastosować w przypadku uszkodzeń turbosprężarek związanych z ograniczoną dostawą oleju do korpusu środkowego i łożysk urządzenia. Zastosowane bariery zamodelowano na rysunku 7.2. Niedrożny ssak oleju Czujnik Czujnik ciśnienia Przepływomierz temperatury oleju oleju oleju za turbosprężarką Skutek/efekt Tak Zdarzenie S1 P (B) inicjujące Tak P (A) P (C) S2 Nie Tak 1 - P (B) P (D) S3 Nie 1 - P (C) Nie 1 - P (D) SX Rys. 7.2. Drzewo zdarzeń dla „niedrożnego ssaka oleju” z zastosowaniem zaproponowanych nowych barier bezpieczeństwa Zastosowane nowe bariery zaznaczono kolorem zielonym. Zaproponowane rozwiązania mają wpływ nie tylko na poprawną pracę turbosprężarki. Mogą również brać udział w diagnozowaniu stanu technicznego silnika. Przepływomierz oleju zainstalowany za korpusem środkowym (bariera C) rejestruje przepływ płynu. Działa w sprzężeniu ze sterownikiem silnika, zatem parametry takie jak prędkość obrotowa wału korbowego, temperatura cieczy chłodzącej, powietrza, obciążenie itp. były -120- uwzględniane przy tworzeniu mapy. Czujnik temperatury za korpusem środkowym (bariera D) analizuje wartości temperatury oleju (w przypadku poprawnego przepływu), bądź wskazuje, że został zaburzony system chłodzenia korpusu. Przepływomierz oraz czujnik temperatury mogą funkcjonować równolegle. Skutki zdarzeń S związanych z zastosowanymi nowymi barierami mają następującą interpretację: S3 – System diagnostyczny po przeprowadzeniu procedury testowej wysłał informację do sterownika w celu podjęcia dalszych działań, bądź wygenerował sygnał uruchamiający ostrzeżenie informujące kierowcę o wystąpieniu nieprawidłowego parametru związanego z pracą turbosprężarki. Należy sprawdzić drożność układu smarowania turbosprężarki, wymienić olej i filtr oleju. S4 – W celu ochrony urządzenia system diagnostyczny zażądał dla sterownika silnika przejście w tryb awaryjny. Należy sprawdzić drożność układu smarowania silnika oraz stan turbosprężarki oraz wymienić przewody olejowe. Należy zastosować płukanie silnika. Prawdopodobieństwa w ujęciu ilościowym są analogiczne do analiz wykonanych przed wprowadzeniem zmian i wynoszą dla zdarzenia inicjującego P(A) = 0,05; a dla zdarzeń na poszczególnych barierach P(B) = 0,1. Prawdopodobieństwa pojawienia się danego rodzaju skutków po zastosowaniu nowych barier wynoszą odpowiednio: P(S2) = P(A) · [1 – P(B)] · P(C) P(S3) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)] · P(D) (31) (32) Dla zaproponowanych, nowych barier wynoszą one P(C) = 0,9; P(D) = 0,9. Przyjęto wartości na poziomie 90% skuteczności, zakładając, że żadne rozwiązanie nie daje 100% pewności. Wartości liczbowe prawdopodobieństw pojawienia się danego rodzaju skutków w ujęciu ilościowym wynoszą odpowiednio: P(S1) = 0,005; P(S2) = 0,0405; P(S3) = 0,0405. (33) Prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia krytycznego jest równe: P(SX)’ = 0,00045. (34) Zastosowanie dodatkowych barier pozwoliło zminimalizować prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia szczytowego z 4,5 % na 0,045 %. Oznacza to, że w całej populacji przypadków, w których po pojawieniu się zdarzenia inicjującego prawdopodobieństwo uszkodzenia turbosprężarki z tego powodu zostało zminimalizowane stukrotnie. Zastosowanie w modelu nowych barier bezpieczeństwa, które mają na celu informowanie kierowcę/użytkownika o możliwości wystąpienia niesprawności wspomagają wykrywalność uszkodzeń. Działania systemu dają czytelne sygnały do podjęcia konkretnych czynności prewencyjnych i zapobiegawczych. Po dokonaniu -121- analizy drzewa wyznaczono wskaźnik „W’” na poziomie 1, co po podstawieniu do wzoru na liczbę priorytetu daje wartość 70 i stanowi dziesięciokrotne obniżenie początkowej wartości. LPR przed wprowadzeniem barier wynosił 700. Wykrywalność została zwiększona do zadowalającego poziomu. Cel został osiągnięty. 7.3.3. Nadmierne zanieczyszczenie filtra powietrza W przypadku uszkodzeń spowodowanych nadmiernie zanieczyszczonym filtrem powietrza autor proponuje zastosować barierę bezpieczeństwa w postaci czujnika różnicowego pomiędzy filtrem. Zastosowaną barierę zamodelowano na rysunku 7.3. Nadmierne zanieczyszczenie filtra Akcja Przepływomierz kierowcy/serwis powietrza anta Czujnik różnicy ciśnień Skuteczny Zdarzenie Skutek/efekt S1 P (B) inicjujące Tak P (A) P (C) S2 Nieskuteczny Tak 1-P (B) P (D) S3 Nie 1-P (C) Nie 1-P (D) SX Rys. 7.3. Drzewo zdarzeń dla „nadmiernie zanieczyszczonego filtra powietrza” z zastosowaniem zaproponowanych nowych barier bezpieczeństwa Nowa bariera spełnia dwie funkcje. Oprócz ochrony turbosprężarki zabezpiecza również w pewnym stopniu filtr cząstek stałych, a także gładzie cylindra. Zużyty filtr powietrza zaczyna przepuszczać większe ziarna pyłów, które po przedostaniu się przez komorę cylindra mogą zostać przechwycone przez filtr cząstek stałych. Procedura oczyszczania nie może usunąć takich zanieczyszczeń. Skutki zdarzeń S związanych z zastosowanymi nowymi barierami mają następującą interpretację: S3 – Czujnik różnicy ciśnień (bariera D) rejestruje wartości, następnie przesyła je do sterownika silnika, który informuje kierowcę o pojawieniu się zwiększonego podciśnienia w kolektorze za filtrem powietrza. Należy wymienić wkład filtra powietrza. Prawdopodobieństwa w ujęciu ilościowym pozostawiono bez zmian w porównaniu do analiz wykonanych przed wprowadzeniem nowych barier i wynoszą dla zdarzenia inicjującego P(A) = 0,5; a dla zdarzeń na poszczególnych barierach P(B) = 0,01. Prawdopodobieństwa pojawienia się danego rodzaju skutków po zastosowaniu nowych barier wynoszą odpowiednio: P(S3) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)] · P(D) -122- (35) Dla zaproponowanej, nowej bariery wynosi on P(D) = 0,9. Przyjęto wartości na poziomie 90% skuteczności, zakładając możliwość wystąpienia awarii czujnika. Wartości liczbowe prawdopodobieństw pojawienia się danego rodzaju skutków w ujęciu ilościowym wynoszą odpowiednio: P(S1) = 0,005; P(S2) = 0,396; P(S3) = 0,089. (36) Prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia krytycznego jest równe: P(SX)’= P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)] · [1 – P(D)] P(SX)’ = 0,0099 (37) (38) Zastosowanie dodatkowych barier pozwoliło zminimalizować prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia szczytowego z 9,9% na 0,99%. Oznacza to, że w całej populacji przypadków, w których po pojawieniu się zdarzenia inicjującego prawdopodobieństwo uszkodzenia turbosprężarki z tego powodu zostało zminimalizowane stukrotnie. Zastosowanie w modelu dodatkowej bariery bezpieczeństwa, która ma na celu ostrzeganie kierowcę/użytkownika o możliwości wystąpienia awarii turbosprężarki stanowi bezpośrednią informację wspomagającą wykrywalność uszkodzeń. Działanie systemu daje czytelny sygnał do podjęcia czynności prewencyjnych i zapobiegawczych. Po dokonaniu analizy drzewa wyznaczono wskaźnik „W’” na poziomie 1, co po podstawieniu do wzoru na liczbę priorytetu daje wartość 56 i stanowi dziesięciokrotne zmniejszenie początkowej wartości. Wykrywalność została zwiększona do bardzo wysokiego poziomu. Cel został osiągnięty. 7.3.4. Niedrożne kanały chłodnicy powietrza Uszkodzenia turbosprężarek spowodowane zwiększeniem ciśnienia w kanale za sprężarką powodują utratę szczelności uszczelnień labiryntowych oraz przecieki oleju z łożysk do sprężarki lub turbiny. W przypadku wystąpienia dysfunkcji elementu mającego wpływ na pogorszenie przepływu powietrza, zwiększenie ciśnienia najczęściej występuje w okolicach chłodnicy powietrza. Powszechnie stosowany czujnik ciśnienia doładowania instalowany jest po tzw. zimnej stronie układu, zatem nie ma możliwości dokonania pomiaru w przestrzeni za łopatkami sprężarki. Wobec tego, zaproponowane bariery muszą w sposób bezpośredni kontrolować parametry pracy urządzenia (rys. 7.4). -123- Zanieczyszczone kanały chłodnicy powietrza Różnicowy czujnik ciśnienia doładowania Przepływomierz oleju za TS Akcja serwisanta Okresowe badanie techniczne Tak Zdarzenie Skutek/efekt S1 P (B) inicjujące Tak P (A) P (C) S2 Nie Skuteczna 1-P (B) P (D) S3 Nie Skuteczna 1-P (C) P (E) S4 Nieskuteczna 1-P (D) Nieskuteczna 1-P (E) SX Rys. 7.4. Drzewo zdarzeń dla „niedrożne kanały chłodnicy powietrza” z zastosowaniem zaproponowanych nowych barier bezpieczeństwa Nowe bariery pełnią dwie funkcje. Chronią zarówno turbosprężarkę, jak i sam silnik. Zdiagnozowana w szybki sposób nieprawidłowość pozwala podjąć działania prewencyjne, które ograniczą dalszą destrukcję systemu, a także korzystnie wpłyną na emisję szkodliwych związków spalin. Skutki zdarzeń S związanych z zastosowanymi nowymi barierami mają następującą interpretację. Istotny jest fakt, że dla tego przypadku nastąpiła konwersja barier, zatem wszystkie skutki uległy zmianie, również SX. S1 – Różnicowy czujnik ciśnienia doładowania w powiązaniu z systemem diagnostycznym zarejestrował nieprawidłową wartość sygnału odpowiadającego za ciśnienie powietrza za sprężarką. Informacja o zagrożeniu została wysłana w formie komunikatu do kierowcy. Należy sprawdzić układ dolotowy silnika. S2 – Przepływomierz zarejestrował nieprawidłową wartość przepływającej przez łożyska objętości oleju. System diagnostyczny zażądał dla sterownika silnika przejście w tryb awaryjny. Należy usunąć przyczynę pojawienia się awarii. S3 – Bariera nieaktywna. Nie ma potrzeby przeprowadzania kontroli, ponieważ czuwa nad tym system diagnostyczny. S4 – Badanie techniczne na stacji diagnostycznej wykazało zwiększoną emisję węglowodorów. Należy zidentyfikować źródło emisji. SX – Zdarzenie szczytowe – brak drożności układu dolotowego spowodował uszkodzenie turbosprężarki. Należy wymienić lub naprawić podzespół, wymienić olej z filtrem oraz usunąć przyczynę. Prawdopodobieństwo zdarzenia inicjującego P(A) zostało na tym samym poziomie równym 0,05; a dla zdarzeń na poszczególnych barierach wynoszą odpowiednio: P(B) = 0,9, P(C) = 0,9; P(D) = 0,01; P(E) = 0,1. Prawdopodobieństwa pojawienia się danego rodzaju skutków po zastosowaniu nowych barier wynoszą odpowiednio: -124- P(S1) = P(A) · P(B), P(S2) = P(A) · [1 – P(B)] · P(C), P(S3) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)] · P(D), P(S4) = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)] · [1 – P(D)] · P(E), (39) (40) (41) (42) Dla zaproponowanych nowych barier ponownie przyjęto 90% skuteczności, zakładając możliwość wystąpienia awarii czujnika. Wartości liczbowe prawdopodobieństw pojawienia się danego rodzaju skutków w ujęciu ilościowym wynoszą odpowiednio: P(S1) = 0,045; P(S2) = 0,0045; P(S3) = 0,004455; P(S4) = 0,0000495 (43) Prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia krytycznego jest równe: P(SX)’ = P(A) · [1 – P(B)] · [1 – P(C)] · [1 – P(D)] · [1 – P(E)], (44) a w ujęciu liczbowym: P(SX)’ = 0,0000495 (45) Zastosowanie dodatkowych barier pozwoliło zminimalizować prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia szczytowego z 4,9% na 0,005%. Oznacza to, że w całej populacji przypadków, w których po pojawieniu się zdarzenia inicjującego prawdopodobieństwo uszkodzenia turbosprężarki z tego powodu zostało zminimalizowane tysiąc razy. Zastosowanie w modelu dodatkowych barier bezpieczeństwa, które mają na celu ostrzeganie kierowcę/użytkownika o możliwości wystąpienia awarii turbosprężarki stanowi bezpośrednią informację wspomagającą wykrywalność uszkodzeń. Działanie systemu daje czytelny sygnał do podjęcia czynności prewencyjnych i zapobiegawczych. Po dokonaniu analizy drzewa wyznaczono wskaźnik „W’” na poziomie 1, co po podstawieniu do wzoru na liczbę priorytetu daje wartość 48 i stanowi dziesięciokrotne zmniejszenie początkowej wartości. Wykrywalność została zwiększona do bardzo wysokiego poziomu. Cel został osiągnięty. 7.3.5. Niedrożny układ wylotowy Zbyt duże ciśnienie w układzie wylotowym niekorzystnie wpływa na zjawiska dynamiczne oraz na sprawność ogólną silnika spalinowego. Powodu zwiększenia ciśnienia najczęściej należy poszukiwać w elementach układu oczyszczania spalin. Ze względu na zasadę działania są one wyposażone w takie elementy pomiarowe jak czujnik temperatury spalin, czujnik tlenu oraz czujnik różnicy ciśnień. Można zatem domniemywać, że sygnały są wykorzystywane nie tylko do przeprowadzania procedury oczyszczania filtra cząstek stałych, ale również do diagnostyki pokładowej. W praktyce, układ diagnostyczny nie współpracuje z turbosprężarką, wobec tego jako barierę bezpieczeństwa proponuje się uwzględnienie ich w procedurach monitorujących. -125- Drzewo zdarzeń związane ze zmianą drożności układ wylotowego przedstawiono na rys. 7.5. Niedrożny układ Czujnik różnicy wylotowy ciśnień Tak Zdarzenie P (B) Skutek/efekt S1 inicjujące P (A) Nie 1-P (B) SX Rys. 7.5. Drzewo zdarzeń dla „niedrożny układ wylotowy” z modyfikacją istniejącej bariery bezpieczeństwa Skutki zdarzeń S związanych ze zmodyfikowaną barierą bezpieczeństwa mają następującą interpretację. S1 – Czujnik różnicy ciśnień w kanale wylotowym dokonuje pomiaru w kanale wylotowym za turbiną. Algorytm uwzględniając pozostałe parametry pracy silnika wysyła informację do systemu o pojawieniu się wartości ciśnienia przekraczającego dopuszczalny, zdefiniowany uprzednio poziom. Układ wykonuje procedurę wypalania sadzy, a następnie ponownie wykonuje pomiar. W przypadku nieskutecznej procedury informacja zostaje wysłana do kierowcy o konieczności podjęcia niezbędnych czynności mających na celu ochronę turbosprężarki. Należy sprawdzić układ wylotowy silnika. SX – Zdarzenie szczytowe – zwiększenie ciśnienia w układzie wylotowym spowodował uszkodzenie turbosprężarki. Należy wymienić lub naprawić podzespół, wymienić olej z filtrem oraz usunąć przyczynę. Prawdopodobieństwo zdarzenia inicjującego P(A) określono na poziomie 0,05; a dla zdarzeń na barierze bezpieczeństwa wynosi: P(B) = 0,9. Prawdopodobieństwo pojawienia się danego rodzaju skutku po zastosowaniu zmodyfikowanej bariery wynosi odpowiednio: P(S1) = P(A) · P(B), (46) Dla zmodyfikowanej bariery przyjęto 90% skuteczności, zakładając możliwość wystąpienia awarii czujnika. Wartości liczbowe prawdopodobieństw pojawienia się danego rodzaju skutku w ujęciu ilościowym wynosi: P(S1) = 0,045 (47) Prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia krytycznego jest równe: P(SX)’ = P(A) · [1 – P(B)], -126- (48) a w ujęciu liczbowym: P(SX)’ = 0,005 (49) Zmodyfikowanie bariery pozwoliło zminimalizować prawdopodobieństwo pojawienia się zdarzenia szczytowego z 4,95 % na 0,5 %. Oznacza to, że w całej populacji przypadków, w których po pojawieniu się zdarzenia inicjującego prawdopodobieństwo uszkodzenia turbosprężarki z tego powodu zostało zminimalizowane dziesięciokrotnie. Zastosowanie w modelu zmodyfikowanej bariery bezpieczeństwa, która mają na celu ostrzeganie kierowcę/użytkownika o możliwości wystąpienia awarii turbosprężarki stanowi bezpośrednią informację wspomagającą wykrywalność uszkodzeń. Działanie systemu daje czytelny sygnał do podjęcia czynności prewencyjnych i zapobiegawczych. Bariera funkcjonuje na istniejącym czujniku, zatem rozwiązanie nie generuje dodatkowych kosztów. Po dokonaniu analizy drzewa wyznaczono wskaźnik „W’” na poziomie 1, co po podstawieniu do wzoru na liczbę priorytetu daje wartość 45 i stanowi dziesięciokrotne zmniejszenie początkowej wartości. Wykrywalność została zwiększona do bardzo wysokiego poziomu. Cel został osiągnięty. 7.3.6. Podsumowanie Wykonana analiza, poprzedzona badaniami stanowiskowymi, wykazała, że wprowadzenie dodatkowych barier bezpieczeństwa w postaci czujników przynosi wymierne korzyści. Ze względów ekonomicznych, w produkcji masowej, koszt zastosowania dodatkowych czujników oraz uwzględnienie ich w systemach monitorowania może wpłynąć negatywnie na cenę turbosprężarki/silnika. Biorąc jednak pod uwagę korzyści np. związane ze spełnieniem wymagań ekologicznych, przedstawione propozycje, wydają się być uzasadnione. Pozwala to w bilansie całkowitym na znaczące ograniczenie obciążenia środowiska naturalnego (wpływ emisji szkodliwych związków spalin w okresie eksploatacji) jakie powoduje doprowadzenie do zajścia zdarzenia krytycznego, ograniczając przy tym koszt wymiany urządzenia na nowe, a także konieczność poszukiwania przyczyny [83], [84]. Modele wykazały, że prawdopodobieństwo wystąpienia zdarzenia krytycznego, w każdym przypadku zostało w znaczący sposób zmniejszone. Zaproponowane bariery nie stanowią konkretnego rozwiązania. Nie zostały walidowane, ani zoptymalizowane. Autor w swobodny sposób dokonał przeglądu wybranych koncepcji, które nie tworzą spójnej całości. Być może po przeprowadzeniu badań weryfikacyjnych możliwe będzie ograniczenie liczby niezbędnych czujników do prowadzenia diagnostyki. Przyjęte dla omawianych barier współczynniki na poziomie 0,9, poprawiają wskaźnik niezawodności systemu dla wszystkich analizowanych przypadków. Autor podjął próbę analizy uszkodzeń turbosprężarek przy pewnych założeniach eksperckich, które dowolnie można modyfikować czerpiąc dane wejściowe z badań, lub statystyk napraw serwisowych. Jako, że oszacowane wartości mogą podlegać dyskusji, zaproponowane rozwiązania monitorujące ukazują klarowne -127- zależności mające pozytywny wpływ niezawodnościowy i trwałościowy. Metoda ETA w przejrzysty sposób pozwala określić wzajemne powiązania zachodzące między funkcjonowaniem, a niezdatnością systemów zabezpieczających. Systemy te powinny być uwzględniane na etapie projektowania urządzeń. -128- 8. Podsumowanie i wnioski Wykonana w pracy identyfikacja przyczyn powstawania uszkodzeń oraz analiza FMEA, czyli analitycznego ustalania związków przyczynowo – skutkowych powstawania potencjalnych wad produktu oraz uwzględnieniu w analizie czynnika ważności skutków wad i uszkodzeń, doprowadziły do zrealizowania jej celów i udowodnienia tezy badawczej. Celem tej metody jest zatem konsekwentne i systematyczne identyfikowanie potencjalnych wad produktu, a następnie ich eliminowanie lub minimalizowanie ich oddziaływania na pracę urządzenia. Poznanie wpływu zmiany parametrów ilościowych mediów współpracujących z turbosprężarką takich jak: ciśnienie i strumień oleju w kanale doprowadzającym i odprowadzającym olej z korpusu środkowego, ciśnienie i strumień powietrza w kanale doprowadzającym i odprowadzającym powietrze ze sprężarki, ciśnienie i strumień spalin w kanale za turbiną, na jej pracę, wymagało przeprowadzenia badań na stanowisku badawczym. Specjalnie wykonane stanowisko umożliwiło wykonanie pomiarów wielkości mechanicznych związanych z pracą turbosprężarki w sposób niezależny od silnika. Wyeliminowano w ten sposób sprzężenie zwrotne mogące powodować błędną symulację czynników zewnętrznych oraz innych mediów biorących udział w pracującej turbosprężarce. Na podstawie przeprowadzonej analizy obecnego stanu wiedzy dokonano dekompozycji turbosprężarki z uwzględnieniem cech funkcjonalnych każdego elementu. Następnie przy pomocy narzędzi takich jak ww. analiza FMEA oraz analizy drzewa zdarzeń ETA opisano wady oraz skutki ich powstawania. Kolejnym etapem było opracowanie planu badań i wykonanie testów. Uzyskano w ten sposób odpowiedzi na postawione pytania badawcze, dotyczące określenia możliwości oraz stopnia trudności pomiaru symulowanych zmian parametrów. Zabieg ten ma na celu umożliwienie wczesnego wykrywania nieprawidłowości związanych z pracą turbosprężarki w celu uniknięcia uszkodzenia urządzenia, lub elementów silnika. Na tej podstawie można stwierdzić, że zrealizowano cel główny pracy, którym było: Określenie wpływu ilościowej zmiany wskaźników pracy turbosprężarek samochodowych na poziom emisji związków szkodliwych pozwalające na zaproponowanie zmian poprawiających wykrywalność uszkodzeń turbosprężarek Po wykonanej dyskusji wyników i własnej analizie sformułowano następujące wnioski końcowe: 1. Turbosprężarkę oraz współpracujący z nią silnik, podczas poszukiwania przyczyn uszkodzeń, należy zawsze traktować systemowo tzn. odpowiedzi wynikające z nieprawidłowych parametrów czynników można poszukiwać w reakcji pracy silnika, lub układów sterujących, które mogę pełnić funkcje korekcyjne i -129- odwrotnie. Parametry pracy turbosprężarki z układem sterowania mogą stanowić odpowiedź na nieprawidłową pracę układów silnika powodujących uszkodzenia turbosprężarek. 2. Na podstawie przeprowadzonej analizy FMEA usystematyzowano szereg elementów składowych turbosprężarki z określeniem ich funkcjonalności, określono potencjalne wady i przyczyny ich występowania, a następnie zdefiniowano ich skutki z podziałem wpływu na wskaźniki pracy i emisje szkodliwych związków spalin. Analiza pozwoliła wyznaczyć najbardziej podatne elementy układu turbodoładowania, którymi są łożyska ślizgowe i uszczelnienia wału. 3. Badanie wpływu typowych uszkodzeń eksploatacyjnych turbosprężarki na emisję szkodliwych związków spalin, umożliwiło wyznaczenie poziomów związków toksycznych, których stężenie uległo zwiększeniu. Średnie stężenia CO, HC i NO X emitowane z silnika wyposażonego w uszkodzoną turbosprężarkę uległy zwiększeniu prawie dwukrotnie. Na podstawie pomiaru emisji CO2 oraz czasu otwarcia wtryskiwaczy określono zużycie paliwa przez silnik, które uległo zmniejszeniu w stosunku do nowej turbosprężarki. Zużycie paliwa silnika wyposażonego w uszkodzoną turbosprężarkę było większe o średnio 6 % w stosunku do zużycia paliwa silnika wyposażonego w nową turbosprężarkę. 4. Praca turbosprężarki pojazdu samochodowego nie jest monitorowana przez systemy diagnostyczne. Każdemu uszkodzeniu turbosprężarki, przed całkowitym zniszczeniem, towarzyszą pewne symptomy nadchodzącej awarii, które mogłyby posłużyć jako sygnały diagnostyczne. Wykonana analiza FMEA przy użyciu modelu na podstawie metody ETA potwierdza, że zastosowanie dodatkowych czujników umożliwiających monitorowanie pracy turbosprężarki, w znaczący sposób wpływa na wykrywalność uszkodzeń oraz na wydłużenie okresów międzynaprawczych. 5. Najbardziej skutecznym sygnałem, wskazującym na zmianę warunków pracy turbosprężarki, jest prędkość jej wału, która zmienia się pod wpływem nadmiernych, zwłaszcza długotrwałych, zmian ciśnień i strumieni współpracujących z nią mediów, tj. oleju, powietrza i gazów spalinowych, prowadzących podczas dalszej eksploatacji do jej zniszczenia. Podsumowując, należy stwierdzić że przedstawione wyniki badań oraz opracowane wnioski pozwoliły na udowodnienie tezy pracy: Możliwe jest określenie ilościowego wpływu wybranych parametrów związanych z pracą turbosprężarki samochodowej na jej parametry eksploatacyjne i emisję związków szkodliwych ze współpracującym z nią silnikiem. Pozytywny rezultat pracy, polegający na udowodnieniu powyższej tezy, potwierdza, że tematyka związana z badaniem przyczyn i skutków uszkodzeń jest bardzo aktualna. Wydaje się być szczególnie istotna ze względu na fakt -130- upowszechnienia turbodoładowania na skalę globalną oraz propozycje zmian związanych z wprowadzeniem kolejnej normy EURO 7, w której kontrolowanie wybranych parametrów szkodliwych związków spalin odbywać się będzie nie tylko na etapie homologacyjnym, ale również w trakcie eksploatacji, w tym z wykorzystaniem systemów OBD. Dziedzina badań oraz uzyskane wyniki dają podstawy dla inżynierów pracujących nad poprawą niezawodności urządzeń a także dla konstruktorów. Zastosowanie urządzeń oraz algorytmów monitorujących pracę turbosprężarki pozwala otrzymać informacje o zagrożeniu związanym z możliwością wystąpienia poważnej awarii. Pomimo wielu wymiernych korzyści, przeprowadzone badania nie wyczerpały podjętego zagadnienia. Pozostały jeszcze problemy, które winny zostać objęte przyszłymi pracami. Do propozycji dalszych prac w aspekcie identyfikacji uszkodzeń turbosprężarek proponuje się wykonać: 1. Walidację przeprowadzonego modelu FMEA na obiekcie rzeczywistym z kompleksowym zastosowaniem zaproponowanych rozwiązań, mających wpływ na poprawę wykrywalności uszkodzeń związanych z układem turbodoładowania, 2. Wykonanie badań na większej próbie turbosprężarek z założeniem dodatkowych kryteriów takich jak podział na rodzaj współpracującego silnika, pojemność skokową silnika itd. 3. Wykonanie badań niszczących w celu określenia sygnałów progowych u krytycznych. Jako uzupełnienie i kontynuację planuje się wykonanie badań umożliwiających pomiar sygnałów wibroakustycznych turbosprężarki poddawanej podobnym próbom. -131- Literatura [1] Abdelmadjid C., Mohamed S., Boussad B.: CFD Analysus of the Volute Geometry Effect on the Turbulend Air Flow through the Turbocharger Compressor, Energy Procedia, 2013 [2] Aretakis N., Mathioudakis K., Kefalakis M., Papailiou K.: Turbocharger Unstable operation Diagnosis Using Vibroacoustic Measurements, Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, 2004 [3] Ascanio G.M., W. J. Wang.: Diesel Engine Turbocharger Performance Monitoring using Vibration Analysis, SAE Technical Paper, 2007 [4] Bieliński M., Borowczyk T., Idzior M., Karpiuk W., Smolec R.: Analiza możliwości wystąpienia wybranych uszkodzeń turbosprężarki samochodowej metodą drzewa zdarzeń ETA. Explo-Diesel [5] Bieliński M., Karpiuk W., Borowczyk T.: Wpływ stanu technicznego turbosprężarki samochodowej na emisję związków spalin silnika o zapłonie iskrowym, Czasopismo Logistyka (CD), Instytut Logistyki i Magazynowania (Logistyka) Uniwersytet Technologiczno-Humanistyczny im. Kazimierza Pułaskiego w Radomiu (Conference proceedings), p. 377 – 385, Radom 2015. [6] Bieliński Maciej, praca magisterka [7] Bobrowski D.: O nowoczesnej matematycznej teorii niezawodności.Metody sieciowe w inżynierii niezawodności, XXVII Zimowa Szkoła Niezawodności, Tom I, p. 11 – 17, Szczyrk 1999 [8] Boyaci A., Seemann W., Proppe C.: Bifurcation analysis of a turbocharger rotor supported by floating ring bearings, Springer, 2011 [9] Brand J., Fallen M., Kammer H.: Future Technologies against Turbocharger Noise Transferred to Exhaust Systems, SAE Technical Paper 2008-01-0891, 2008 [10] Czora M., Gambuś F., Samochodowe reaktory katalityczne oraz ich wpływ na środowisko – Czasopismo techniczne Politechniki Krakowskiej 9-M/2012 zeszyt 26, rok 109 [11] Deligant M., Podevin P., Descombes G.: CFD model for turboscharger journal bearing performances, Applied Thermal Engineering, Volume 31, Issue 5, April 2011 [12] Dhillon B.S.: Design reliability. Fundamentals and Applications. London, New York, Washington, CRC Press Boca Rato, ISBN 0849314658, 1999 [13] Durand-Charre M.: Microstructure of steels and cast iron. Springer Science & Business Media, 2004 -132- [14] Durand-Charre M.: Microstructure of Steels and Cast Irons [15] Dziubak T., Analiza właściwości filtracyjnych filtrów powietrza silników samochodów sportowych. Biul. WAT,58,2, 2009 [16] Dziubak T., Trawiński G.: Badania eksperymentalne wpływu oporu przepływu filtra powietrza na parametry pracy silnika T359E, [w:] „Biuletyn WAT”, vol. L, 4 (584), Warszawa 2001 [17] Dziubak T.: Problemy filtracji powietrza zasysanego do spalinowych silników pojazdów mechanicznych. Biul. WAT, 55, 3, 643, 2006. [18] Dziubak T.:Wpływ stanu technicznego filtra powietrza silnika samochodu ciężarowego na jego opór przepływu,KONSSPAL 2002, Wrocław 2002 [19] Eigenson A. S.: The conversion of oil viscosities at different temperatures. Chemistry and Technology of Fuels and Oils, Volume 27, Issue 7, July 1991 [20] Filho F., Valle R., Barros J., Hanriot S.: Automotive Turbocharger Maps Building using a Flux Test Stand. SAE Technical Paper, 2002-01-3542. [21] Filipczyk J., Sendyka B., Charging system of spark ignition engine with two chargers, Czasopismo Techniczne, Wydawnictwo Politechniki Krakowskiej, z. 8M/2008 [22] Filipczyk J.: Causes of automotive turbocharger faults, Transport Problems, Vol. 8, No. 2., 2013 [23] Fortuna S.:Wentylatory. Podstawy teoretyczne, zagadnienia konstrukcyjnoeksploatacyjne i zastosowanie, TECHWENT, Kraków, 1999 [24] Griffith R., Mavrosakis P.: Ball Bearings to the Series Turbochargers for the Caterpillar Heavy-Duty On-Highway Truck Engines. SAE Technical Paper, 200701-4235 [25] Grzywa W. E., Molenda J.: Wybrane katalityczne procesy rozkładowe. Technologia podstawowych syntez chemicznych. T. 1. Warszawa: Wydawnictwa Naukowo-Techniczne, 2008, s. 227–262. ISBN 9788320433746 [26] Guerrero H. H., Bradley J. R.: Failure Modes and Effects Analysis: An Evaluation of Group versus Individual Performance. Production and Operations Management, Vol. 22, No. 6, November–December 2013, pp. 1524–1539, Production and Operations Management Society 2012 [27] Gunter E., Jeng Chen W.: Dynamic analysis of a turbocharger in floating bushing, ISCORMA-3 ,Cleveland, Ohio, 2005 [28] Hamrol A., Mantura W.: Zarzadzanie jakością. Teoria i Praktyka, Wydawnictwo PWN, Warszawa 1999 -133- [29] Hess M., Cramm MC.:Ochrona turbosprężarek przez zawory o dużej średnicy norminalnej i precyzyjnej regulacji. Armatura i Rurociągi, styczeń- marzec 2013 [30] http://blogoryzyku.blogspot.com/2014/01/rodzaje-eta.html 12.06.2015 [31] http://blogoryzyku.blogspot.com/2014/01/rodzaje-eta.html 12.12.2015 dostęp – z dostęp dnia dnia [32] http://inm.am.szczecin.pl/download/category/41-eksploatacja-technicznasrodkow-transportu?download=98:t9-niezawodno-eksploatacyjna - dostęp z dnia 10.10.2015 [33] http://ww.chemwork.org - dostęp z dnia 20.09.2016 [34] http://www.mahleaftermarket.com/media/mahle_aftermarket_eu/products_and_services/engine_peri pheral_components/exhaust_gas_turbochargers/mahle_tl-bro_gb-5.jpg - dostęp dnia 10.01.2016 [35] http://www.melettpolska.pl - dostęp dnia 03.2015 [36] http://www.mtu-report.com/Technology/Research-Development/TurbochargingKey-technology-for-high-performance-engines - dostęp z dnia 17.05.2015 [37] http://www.tomson.com.pl/pol_m_Uklad-wydechowy_Izolacjatermiczna_Kocyk-na-turbo-226.html - dostęp z dnia 17.05.2015 [38] https://www.ngk.de/pl/technika-w-szczegolach/sondy-lambda/podstawowawiedza-o-spalinach/normy-euro/ - dostęp dnia 12.10.2015 [39] Idzior M, Karpiuk W., Bieliński M., Borowczyk T., Daszkiewicz P., Stobnicki P.: Przegląd możliwości stanowiskowych badań turbosprężarek.TTS Technika Transportu Szynowego, Transcomp 2012 [40] Idzior M., Bieliński M., Borowczyk T., Karpiuk W.: Analiza wpływu warunków eksploatacji na stan techniczny turbosprężarek doładowanych silników spalinowych. Transcomp XIV, 2010 [41] Idzior M., Karpiuk W., Bieliński M., Borowczyk T.: Analiza procesu regeneracji turbosprężarek silników spalinowych, Problemy recyklingu, p. 201 – 207, Warszawa 2012 [42] Idzior M., Karpiuk W., Bieliński M., Borowczyk T.: Ocena wpływu symulowanej zmiany drożności filtra cząstek stałych na prędkość obrotową wirnika turbosprężarki w samochodowych silnika spalinowych. PTNSS - 2013-SC-078 [43] Joniak S.: Badania eksperymentalne w wytrzymałości materiałów. Wydawnictwo Politechniki Poznańskiej, 2000 -134- [44] Kiciński J.: Dynamika wirników i łożysk ślizgowych. Wydawnictwo Instytutu Maszyn Przepływowych PAN, Gdańsk 2005 [45] Klepacki F. : Określenie stanu technicznego łozysk ślizgowych. 2004 Pronovum Resersh & Technological Services [46] Korbicz J., Kościelny J.M. Kowalczuk Z., Cholewa W.: Fault Diagnosis: Models, artificial intelligence methods, applications. Springer, 2006 [47] Kordziński C., Środulski, T.: Silniki spalinowe z turbodowadowaniem. Wydawnictwa Naukowo – Techniczne, Warszawa 1970 [48] Kowalewicz A.: Doładowanie silników spalinowych, Wydawnictwo Politechniki Radomskiej, Radom 1998 [49] Kowalewicz A.: Doładowanie silników spalinowych. Wydawnictwo Politechniki Radomskiej, Radom 1998. [50] Kowalewicz A.: Wybrane zagadnienia samochodowych silników spalinowych. Wyższa Szkoła Inżynierska im. K. Pułaskiego w Radomiu, Radom 1996 [51] Krakowski R.: Sposoby zwiększania sprawności i redukcji emisji związków toksycznych w tłokowym silniku spalinowym. Logistyka 6/2014 [52] Kuma H., Inoue T., Isogai T., Shimizu K., Iida T., Inagaki M., Ohara K.: Development of Reduction Method for Whirl Noise on Turbocharger, SAE Technical Paper, 2007 [53] Kuma H., Teng C., Homco S.: Investigation of Compressor Whoosh Noise in Automotive Turbochargers, SAE International, 2009 [54] Kyurehghyan Kh., Kornacki A.,bPiekarski W.: Analityczna zależność do wyznaczenia ciśnienia w hydrostatycznym łożysku poprzecznym ślizgowym. Inżynieria Rolnicza 6(81), Kraków 2006 [55] Lisowski M.: Numeryczna metoda oceny wpływu oporów filtra powietrza na napełnianie cylindrów silnika spalinowego, Zeszysty naukowe WSOWL Nr 4, 2010 [56] Łabędź K.: Analiza parametrów ekologicznych pojazdów zasilanych sprężonym gazem ziemnym (CNG) w rzeczywistych warunkach eksploatacji. [57] Łuksa A., Witkoś A.: Dodatki uszlachetniające do olejów smarowych. Paliwa, Oleje i Smary w Eksploatacji, 1995 [58] Marelli S., Carraro C., Capobianco M.: Effect of Pulsating Flow Characteristics on Performance and Surge Limit of Automotive Turbocharger Compressors. SAE International, University of Genoa 2012 -135- [59] Mazanek A.: Tendencje rozwoju silników o zapłonie samoczynnym w ujęciu proekologicznym. [60] Merkisz J., Pielecha I.: Alternatywne napedy pojazdow. Wydanie I, Wyd. Politechniki Poznańskiej, Poznań 2006 [61] Merkisz, J., Pielecha, J. and Radzimirski, S., Emisja zanieczyszczeń motoryzacyjnych w świetle nowych przepisów Unii Europejskiej. WKŁ, Warszawa 2012. [62] Mysłowski J.: Doładowanie silników. Wydawnictwa Komunikacji i łączności, Warszawa 2006 [63] Nauendorf D, Bolz H.: Turbocharger Test Stand with a Hot Gas Generator for High-Performance, Supercharging Systems - MTZ 10I2008 Volume 69, 2008 [64] Niewiarowski K.: Tłokowe silniki spalinowe. Wydanie trzecie zmienione i poszerzone. WKiŁ. 1983 [65] Nikitidis M., Skaperdas E., Zarvalis D.,Kladopoulou E., AltiparmakisCh.: Validation of a Model and Development of a Simulator for Predicting the Pressure Drop of Diesel Particulate Filters. Diesel Exhaust Emission Control: Diesel Particulate Filters – 2001 [66] Ochrona środowiska 2014 – Główny Urząd Statystyczny [67] Oczoś K. E.: Roraty Fluid-Flow Machines. Oficyna Wydawnicza Politechniki Rzeszowskiej, Rzeszów 1998. [68] Oprychał L., Fiedler K., Jankowski W., Mazurczyk A.: Analiza ryzyka budowli piętrzącej „metodą drzewa zdarzeń” na przykładzie zapory Klimkówka. XIV Konferencja Naukowa „Metody Komputerowe w Projektowaniu i Analizie Konstrukcji Hydrotechnicznych”, PN-IEC 300-3-1: 1994, Techniki analizy niezawodności – Przewodnik metodologiczny [69] Piekarski W.: Prognozowanie trwałości par trących na przykładzie łożysk wału korbowego silników S-4002/4003. Zeszyty naukowe Ar Szczecin, seria Technika Rolnicza, 1993 [70] Ping-Shun Ch. , Ming-Tsung W.: A modified failure mode and effects analysis method for supplier selection problems in the supply chain risk environment: A case study. Computers & Industrial Engineering 66 (2013) 634–642, Elsevier 2013. [71] PN-76/C-04147, Badanie własności smarnych olejów i smarów [72] Potrykus I.: Wpływ lepkości dynamicznej oleju silnikowego na ciśnienie w układzie smarowania silnika S – 4002. Praca magisterska niepublikowana. AR Szczecin , 2003 -136- [73] Rakopoulos C.D., Dimaratos A. M., Giakoumis E.G.: Experimental Assessment of Turbocharged Diesel Engine Transient Emissions during Acceleration, Load Change and Starting, SAE International, 2010 [74] Samoilenko D., Cho H.M.: Improvement of combustion efficiency and emission characteristics of IC diesel engine operating on ESC cycle applying variable geometry turbocharger (VGT) with vaneless turbine volute, International Journal of Automotive Technologies, Vol. 14, 2013 [75] Santos I. F., Nicolettii R., Scalabrin A.: Feasibility of applying active lubrication to reducevibration in industrial compressors. Proc. Of ASME Turbo Expo 2003, June 16-19, GT2003-38225, USA, Atlanta 2003 [76] Schafer J., Puchelt H., Platinium-Groupe_metals (PGM) emited from automobile catalytic converters and their distirution In roadside soils, Journal of Geochemical Exploration 64, 1998, 307-314 [77] SEMTECH-DS on-board, in-use emissions analyzer. Manual, Michigan 2007, Shahinian V. D.: SENSOR Tech-CT Update Application Software for SEMTECH Mobile Emission Analyzers. Sensors 4th Annual SUN (SEMTECH User Network) Conference, 22.10.2007 [78] Teng C., Homco S.: Investigation of Compressor Whoosh Noise in Automotive Turbochargers, SAE International, 2009 [79] Testo 360 - dokumentacja techniczna [80] Torregrosa A., Galindo J., Serrano J.R.: A procedure for Unsteady Characterization of Turbochargers In Reciprocating Internal Combustion Engines. International Symposium on Fluid Machinery and Fluid Engineering, Beijing 2008 [81] Trzeciak K.: Diagnostyka samochodów osobowych. WKiŁ Warszawa 2005 [82] Volkswagen Self Study Program materiały szkoleniowe [83] Wajand A.: Silniki o zapłonie samoczynnym. WNT. Warszawa 1988 [84] Wajand J. A., Wajand J. T.: Tłokowe silniki spalinowe średnio - i szybkoobrotowe. WNT, Warszawa 1993 [85] Walczyk Z., Kiciński, J.: Dynamics of Turbosets. Technical University of Gdańsk Publisher, Gdańsk 2001 [86] Wisłocki K.: Systemy doładowania szybkoobrotowych silników spalinowych. Warszawa, WKiŁ 1991 [87] Witkowski A.: Sprężarki wirnikowe. Teoria, konstrukcja, eksploatacja, Gliwice, Wydawnictwo Politechniki Śląskiej 2004 -137- Załącznik A
