Введение. На современном этапе высокотехнологичного машиностроения важным приоритетом и одним из главных условий достижения высокой выходной мощности автотракторных средств при сохранении высокой экологичности служит оснащение автотракторных средств турбонаддувом [1, 2]. Однако их установка приводит к существенному росту температурных условий работы систем и узлов двигателя внутреннего сгорания (ДВС), ухудшению нагрузочных режимов [3, 4]. В свою очередь это требует применения более качественных эксплуатационных материалов и точного соблюдения регламента ТО и ТР. В то время как атмосферные ДВС неприхотливы с точки зрения эксплуатационных материалов и сроков их замены [5, 6]. Любые нарушения регламента ТО и ТР транспортных средств с турбонаддувом приводят к существенному снижению ресурсных параметров ДВС [7, 8]. Рис. 1 – Процентное распределение причин отказов турбокомпрессора, %: 1) недостаток масла; 2) нарушение температурного режима; 3) выработка сроков замены смазки; 4) другие причины; 5) отказ топливных форсунок; 6) нарушение герметичности выпускного коллектора; 7) пониженное качество используемого масла Значительная доля отказов турбокомпрессора (ТКР) приходится на проблемы с маслом [9, 10], что в свою очередь служит главной причиной, сдерживающей распространение турбонаддува. Особенно это касается автотракторостроения Российской Федерации в условиях ограниченности качественных расходных материалов. Производство автомобилей, систем, запчастей на 2022 г. в РФ по многим позициям снижено на 40…60 % (https://www.autostat.ru/infographics/54346/). Несмотря на то, что атмосферные ДВС менее чувствительны к качеству моторного масла и срокам его замены, распространение систем автоматического управления фазами газораспределения, гидротолкателей клапанов и механизмов адаптивного регулирования усложняет проблему контроля качества и сроков его выработки. Рис. 2 – Структура неисправностей ДВС N (доля неисправностей от их общего числа) при исследованиях в 2011–2017 гг. и 2018–2022 гг., %: 1) стартер и проводка; 2) опоры и подушки крепления двигателя; 3) система натяжения ремня газораспределительного механизма; 4) кривошипно-шатунный механизм; 5) клиновые ремни приводных механизмов; 6) система впуска и выпуска; 7) система смазки; 8) система зарядки аккумуляторной батареи; 9) головка блока цилиндров; 10) свечи системы зажигания; 11) система рециркуляции отработавших газов; 12) сальниковые уплотнения системы смазки; 13) генераторная установка; 14) газораспределительный механизм; 15) система топливоподачи; 16) система охлаждения двигателя; 17) система управления электронными компонентами и зажиганием В то же время в последние годы наблюдается повышение надежности отдельных систем ДВС (рис. 2), в том числе систем топливоподачи на 10…15 %, охлаждения двигателя – на 7…10 %, управления электронными компонентами и зажиганием – на 10…20 %. Более совершенные электронные системы и устройства обеспечивают высокий ресурс ДВС. В частности, пробег до списания лучших автотракторных средств составляет 1…1,5 млн км. Однако ресурсные параметры узлов и деталей в силу ряда условий могут существенно отличаться от эталонных [11].Ранее были проведены исследования автономных систем смазки подшипников турбокомпрессора при одновременном контроле параметров выбега его ротора и сделаны выводы о границах работоспособности турбокомпрессоров, их тепловых режимах, условиях трения [5, 12], рассмотрены технические средства обеспечения жидкостных условий трения подшипников турбокомпрессора при существенно сниженных температурах сопряжений [1, 2, 3], раскрыты особенности расчета параметров процесса смазки, трения и тепловыделения в узлах трения турбокомпрессоров современных автотракторных средств, в том числе при их остановке в условиях недостаточного количества смазки [7] и др. Однако в этих материалах не раскрывается сложная взаимосвязь чувствительности, точности и достоверности параметров выбега при изменении температурных параметров, величин давления и др. Цель исследования – совершенствование методики диагностирования турбокомпрессоров путем анализа чувствительности изменения времени выбега вала ротора турбокомпрессора при варьировании входных параметров давления, температуры масла и начальной температуры процесса выбега.Условия, материалы и методы. Процесс выбега ротора турбокомпрессора зависит от множества конструктивных и режимных параметров [2, 4]. Кроме того, определенное влияние на него оказывает внутреннее трение слоев масла при существенной вариации температурных режимов процесса смазки [4]. При условии реализации жидкостного трения в зазоре вал ротора ТКР – подшипник силу трения можно рассчитать по формуле:P=FTP∙μ∙υh ,                                                       (1)где FTP  – площадь поверхности трения, м2; µ – вязкость масла, кг∙с/м2; υ – скорость относительного движения взаимодействующих поверхностей, м/с; h – толщина масляного слоя, м.Из формулы (1) видно, что с уменьшением площади поверхности трения и увеличением толщины масляного слоя сила трения уменьшается, а с ростом скорости относительного движения взаимодействующих поверхностей – увеличивается.В триботехнических исследованиях интенсивность адгезионного изнашивания можно определить из выражения:V=K∙l1+3f2P∙dAν∙pT∙t0e-QRT ,                                (2)где К – коэффициент износа пары трения (в том числе вал ТКР – подшипник); l – путь проходящий валом ТКР по вкладышу (путь скольжения), м; f – коэффициент трения; Р – усилие, возникающее на валу при его вращении, Н; dA  – диаметр образованный площадью адсорбированной молекулы, м; ν  – объемный износ при рассмотрении слоя контакта, м3/м; pT  – величина давления начала текучести одного из контактирующих материалов, Па; t0  – период колебания адсорбированной молекулы, с; Q – теплота процесса адсорбции, Дж/моль; R – универсальная газовая постоянная, Дж/(моль∙К); Т – температура исследуемой зоны процесса трения, 0С.Коэффициент трения в случае процесса граничной смазки рассчитывается по формуле:f=aM∙fM+1-aM∙fT ,                                     (3)где aM  – значение величины непосредственного контакта вала с подшипником, %; fM  – коэффициент трения при непосредственном контакте вала с подшипником; fT  – коэффициент трения при наличии масла в зазоре вала с подшипником.Подставим формулу для вычисления коэффициента трения (3) в уравнение (2). В итоге получим:V=K∙t31+3aM∙fM+1-aMfT2P∙dApT∙t0e-QRT ,                     (4)где t3  – временной этап проходящий с момента запуска ДВС до поступления масла в зазор вал ТКР – подшипник, с.Значение t3  можно вычислить по формуле:t3=VCM-VOCTQПФ-γ∙QКФ ,                                                        (5)где VCM  – объем системы смазки с учетом сложности конфигурации, л; VOCT  – остаточное количество масла перед очередным пуском ДВС, л; QПФ  – расход масла через фильтрационную систему, л/мин; γ  – коэффициент, учитывающий волновые явления открытия и перепуска масла через клапан фильтра; QКФ  – расход масла через элементы перепуска в фильтре (в случае загрязнения фильтра и по мере увеличения его сопротивления его величина возрастает), л/мин.Известно, что часть масла после остановки ДВС остается в рабочем зазоре подшипника ТКР и при очередном пуске, обеспечивает жидкостный режим трения. Однако многое зависит от начальных условий пуска, температуры и прокачиваемости масла, задержки воспламенения топливно-воздушной смеси. В случае нарушения пускового режима и длительной подготовке температура рабочего зазора вал ТКР – подшипник может превысить критический предел ТКР . В этом случае значительно интенсифицируется адгезионное изнашивание. Крайним случаем служит схватывание и приваривание поверхности вала ТКР к подшипнику. Условие, при котором будет гарантированно обеспечиваться запуск ДВС и безаварийная работа ТКР, можно представить в виде:ТКР-Т0>t3∙∆T∆t ,                                                 (6)где Т0  – исходная температура сопряжения перед началом пуска ДВС, 0С; ∆T∆t  – градиент повышения температуры при реализации пуска, 0С/с.Безаварийная работа ТКР в течение длительного срока главным образом обусловлена контролем изменения градиента повышения температуры рабочего сопряжения. Из физики теплопередачи известно, что:∆T∆t=∆qCTP ,                                                            (7)где ∆q  – количество теплоты, выделяемое при трении сопряжений, Дж; CTP  – теплоемкость сопряжения вал ТКР – подшипник, Дж/0С.Количество выделяемой теплоты в сопряжении вал ТКР – подшипник зависит от мощности, затрачиваемой на трение NТР :q=C´NТР=C´Pυf ,                                            (8)где C´  – коэффициент, определяющий долю трансформации механического трения в тепловой процесс, %; NТР  – мощность, затрачиваемая на преодоление трения, Вт; Р – давление в рабочем зазоре, Па; υ  – скорость относительного движения, м/с; f  – коэффициент трения.Теплоотвод от поверхности трения в окружающую среду определяется выражением:qF=αT-TC ,                                               (9)где α  – коэффициент теплоотдачи от поверхности трения, Вт/(м²·К); Т – температура контактирующих поверхностей в зоне трения, 0С; TC  – температура окружающей среды, 0С.Так как составляющую ∆q  в уравнении (7) можно представить в виде разности ∆q=q-qF , имеем:∆T∆t=C´Pυf-αT-TCCTP ,                                            (10)С учетом предварительных преобразований можно записать результирующее условие безаварийной работы пары трения вал ротора – подшипник:ТКР-Т0>t3∙(С1Pυf-С2T-TC) ,                         (11)где С1=C´/CTP  и С2=α/CTP  – коэффициенты, которые определяют соответственно физико-химические свойства и режимы работы пар трения, %/(Дж/0С) и (Вт/(м²·К))/(Дж/0С).Выразив из уравнения (11) составляющую t3 , получим:t3<ТКР-Т0(С1Pυf-С2T-TC) ,                                             (12)Это выражение представляет собой условие для безаварийной работы подшипников ТКР при любых режимах эксплуатации, используя которое можно определить предельные границы работы ТКР и его возможности. Рассмотрим особенности изменения времени выбега в процессе эксплуатации турбокомпрессора. В ряде научных работ представлены факторы, влияющие на изменение процесса выбега [4, 8, 12]. В частности, выбег вала ротора ТКР зависит от таких важных параметров, как начальная частота вращения вала ротора ТКР, с которой проводится отчет времени выбега; давление, расход и температура масла, температура корпусных деталей ТКР, вязкостно-температурные характеристики масла и др. Рис. 3 – Зависимость процесса выбега ТКР (tвыб, с) автомобиля марки КАМАЗ от пробега (L, тыс. км): 1 – с подпиткой ТКР автономной системой смазки; 2 – с классическим исполнением системы смазки. Н. В. Орлов [12], установил существование взаимосвязи между временем выбега ротора ТКР и пробегом транспортного средства (рис. 3) [12]. Однако на нее оказывают огромное влияние множество факторов условий эксплуатации [4]. Основные из них – нагрузочный и скоростной режим, условия эксплуатации, используемые материалы (масло, фильтроэлемент), качество и своевременность проведения работ по ТО и ТР [13, 14, 15]. Влияние любого из этих факторов может привести к росту износа элементов ТКР и последующему отказу [9]. Поэтому существующие данные (см. рис. 3) следует понимать очень ограниченно для специфических условий усредненной эксплуатации.При классическом исполнении системы смазки зависимость между временем выбега и пробегом (при R2=0,943) можно записать в виде уравнения:τвыбз=-0,1269∙Lэксз+27,551 ,                                 (13)где τвыбз  – время выбега вала ротора ТКР транспортного средства с штатной системой смазкой, с; Lэксз  – пробег транспортного средства при использовании штатной системы смазки, км.Результаты анализа данных Н. В. Орлова (см. рис. 3) свидетельствуют о том, что при классическим исполнении системы смазки степень снижения времени выбега происходит гораздо более резко, чем при автономной системе смазки. К точке, соответствующей 72000 км, оно достигает соответственно 18,6 с и 22,8 с. Однако неизвестно как выбег связан с параметрами масла и режимами функционирования ТКР. Для определения взаимосвязи выбега с параметрами масла воспользуемся методологией анализа чувствительности. Чувствительность диагностического параметра можно определить по выражению:К=∆П∆U ,                                                         (14)где ∆П  – время выбега вала ротора ТКР; ∆U  – температура масла на входе в подшипник ТКР, 0С, величина входного давления масла в подшипник, МПа или начальное значение частоты вращения вала ротора ТКР, мин-1. Экспериментальные исследования проводили на полноразмерном стенде с нагрузочным устройством (рис. 4 а) и турбокомпрессором К27-145 с присоединенными средствами контроля (рис. 4 б). а)                                                             б)Рис. 4 – Установка 4Ч 9,2/8,0: а) полноразмерный стенд с нагрузочным устройством; б) турбокомпрессор К27-145 с присоединенными средствами контроля. Полноразмерный стенд с нагрузочным устройством представляет собой инжекторный двигатель ЗМЗ-4062, установленный на раму (см. рис. 4 а). К его выпускной системе подсоединен турбокомпрессор К27-145, к входной и выходной магистралям которого подсоединены датчики и измерительные устройства (рис. 4 б).Все сигналы, регистрируемые в процессе экспериментальной работы, фиксировали в цифровом виде. В качестве средства контроля использовали USB-Autoscope IV (осциллограф Постоловского) с персональным компьютером и интерфейсом, которые эксплуатировали в 4- и 8-канальном режимах работы, в зависимости от числа одновременно фиксируемых параметров. К двум входам осциллографа подсоединяли разъемы термопар, контролирующих входную и выходную температуру масла подшипника ТКР, к третьему каналу – разъем датчика давления APZ 3020, к четвертому – разъем магнитного датчика оборотов ДМ-01. Для дополнительной проверки правильности снимаемой диагностической информации использовали дублирующие приборные средства, по данным которых проводили сравнение результатов контроля.Исследования осуществляли в соответствии с планом эксперимента по формуле 33 при 5 кратном проведении единичного опыта. Всего было проведено 27 опытов с учетом всех возможных сочетаний выбранных факторов и результирующего отклика.В экспериментальной работе перед проведением эксперимента задавали следующие диапазоны варьирования входных параметров: температура масла на входе в подшипник ТКР – 50…90 0С; величина входного давления масла в подшипник – 0,1…0,4 МПа; начальная частота вращения вала ротора ТКР – 25000…75000 мин-1. Результаты и обсуждение. Рассмотрим экспериментально полученную зависимость времени выбега вала ротора ТКР от величины входного давления масла в подшипник при постоянной частоте вращения ротора турбокомпрессора – n=25000 мин-1 (рис. 5). Рис. 5 – Зависимость времени выбега вала ротора ТКР от величины входного давления масла в подшипник при n=25000 мин-1 Зависимость времени выбега от величины входного давления масла в подшипник при начальной (время отчета выбега учитывается с этой стартовой точки до момента остановки вала ротора ТКР) частоте вращения вала ротора ТКР n=25000 мин-1 имеет ниспадающий характер. Для определения чувствительность величины времени выбега вала ротора ТКР к изменению входного давления масла в подшипник сравним между собой графики построенные по данным, полученным при разных температурах входящего масла (рис. 5). Разность величин tвыб для изменения Твх в диапазоне 50…90 0С составит:Δtвыб50= tвыб(50)0,4 - tвыб(50)0,1 , с Δtвыб70= tвыб(70)0,4 - tвыб(70)0,1 , с                           (15)Δtвыб90= tвыб(90)0,4 - tвыб(90)0,1 , сСледовательно:Δtвыб50= 12,3 - 10,3=2,0  с; Δtвыб70= 13,6 - 11,4=2,2  с;Δtвыб90=14,8 - 12,3=2,5  с.То есть прибавка времени выбега непрерывно возрастает с увеличением температуры входящего масла. Δtвыб50<Δtвыб70<Δtвыб90 Объясняется это лучшими качественными условиями смазывания сопряжения вал ротора ТКР – подшипник ТКР. Масло становится менее вязким, приобретает лучшую текучесть и, как следствие, улучшается смазываемость поверхностей трения.Определим чувствительность времени выбега вала ротора ТКР к величине входного давления масла в подшипник для диапазона изменения Твх =50…90 0С. Для чего запишем формулу (14) в виде:Квыб50=Δtвыб50∆Рвх , с/МПаКвыб70=Δtвыб70∆Рвх , с/МПа                                    (16)Квыб90=Δtвыб90∆Рвх , с/МПаПодставив в выражения (16) соответствующие данные (см. рис. 5), получим:Квыб50=12,3 - 10,30,4-0,1=2,00,3=6,6  с/МПа;Квыб70=13,6 - 11,40,4-0,1=2,20,3=7,3  с/МПа;Квыб90=14,8 - 12,30,4-0,1=2,50,3=8,3  с/МПа.Расчеты показывают, что чувствительность времени выбега вала ротора ТКР заметно возрастает по мере роста температуры входящего масла. Контролируя этот параметр можно управлять процессом прогрева двигателя и косвенно определять правильность функционирования ТКР. Рис. 6 – Зависимость времени выбега вала ротора ТКР от величины входного давления масла в подшипник при n=50000 мин-1. При начальной частоте вращения вала ротора ТКР n=50000 мин-1 разность величин tвыб для диапазона изменения Твх =50…90 0С составит:Δtвыб50= 31,3 - 28,1=3,2  с; Δtвыб70= 32,8 - 29,2=3,6  с;Δtвыб90=34,4 - 30,1=4,3  с.Прирост времени выбега нелинейно возрастает с ростом температуры входного масла: Δtвыб50=3,2<Δtвыб70=3,6<Δtвыб90=4,3 .В целом заметна значительная разница времени выбега при n=25000 мин-1 и n=50000 мин-1. Прибавка разности также увеличивается.Чувствительность времени выбега вала ротора ТКР к величине входного давления масла в подшипник с учетом результатов экспериментов (рис. 6) будет равна:Квыб50=31,3 - 28,10,4-0,1=3,20,3=10,6  с/МПа;Квыб70=32,8 - 29,20,4-0,1=3,60,3=12,0  с/МПа;Квыб90=34,4 - 30,10,4-0,1=4,30,3=14,3  с/МПа.Таким образом, она заметно возрастает по мере повышения температуры входного масла. Чувствительность времени выбега вала ротора ТКР при n=50000 мин-1 значительно выше, чем при n=25000 мин-1. Относительное увеличение параметра чувствительности составило 36…41 %.  Рис. 7 – Зависимость времени выбега вала ротора ТКР от величины входного давления масла в подшипник при n=75000 мин-1. Разность величин tвыб для диапазона изменения Твх =50…90 0С при начальной частоте вращения вала ротора ТКР n=75000 мин-1 составит:Δtвыб50= 42,2 - 38,6=3,6  с; Δtвыб70= 44,9 -40,2=4,7  с;Δtвыб90=47,1 -41,5=5,6  с.Как и для остальных случаев прирост времени выбега нелинейно возрастает с повышением температуры входного масла. Δtвыб50=3,6<Δtвыб70=4,7<Δtвыб90=5,6 .Заметна существенная разница времени выбега при n=25000 мин-1, n=50000 мин-1 и n=75000 мин-1. В диапазоне значений 25000…50000 мин-1 прибавка составила 36…41 %, 50000…75000 мин-1 – 20…23 %. Чувствительность времени выбега вала ротора ТКР к величине входного давления масла в подшипник, рассчитанная на основе экспериментальных данных (рис. 7) будет равна:Квыб50=42,2 - 38,60,4-0,1=3,60,3=12,0  с/МПа;Квыб70=44,9 - 40,20,4-0,1=4,70,3=15,6  с/МПа;Квыб90=47,1 - 41,50,4-0,1=5,60,3=18,6  с/МПа.Она увеличивается по мере роста температуры входящего масла. Так, разность в диапазонах частот вращения 25000…50000 мин-1 составляет 6 с/МПа, или 41 %, 75000…5000 мин-1 – 4,3 с/МПа, или 23 %. Выводы. Установлены теоретические зависимости, раскрывающие условие безаварийной работы подшипников вала ротора турбокомпрессора и границы их варьирования в эксплуатации с учетом времени поступления масла к парам трения. Экспериментально установлены взаимосвязи времени выбега от изменения величины давления масла на входе в подшипник турбокомпрессора. При постоянном значении начальной частоты вращения ротора турбокомпрессора 25000 мин-1 прибавка составила от 2,0 до 2,5 с; при n = 50000 мин-1 – от 3,2 до 4,3 с; при n = 75000 мин-1 – от 3,6 до 5,6 с. Экспериментально установлены взаимосвязи времени выбега от изменения температуры входного масла в подшипник турбокомпрессора. При постоянном значении начальной частоты вращения ротора турбокомпрессора 25000 мин-1 увеличение составляло 0,5 с; при n = 50000 мин-1 – 1,1 с; при n = 75000 мин-1 – 2,0 с.С ростом давления масла на входе в подшипник турбокомпрессора при частоте вращения ротора турбокомпрессора 25000 мин-1 чувствительность времени выбега варьировала от 6,6 до 8,3 с/МПа; при n = 50000 мин-1 – от 10,6 до 14,3 с/МПа; при n = 75000 мин-1 – от 12,0 до 18,6 с/Мпа. С ростом температуры масла на входе в подшипник турбокомпрессора при частоте вращения ротора турбокомпрессора 25000 мин-1 она увеличивалась на 1,7 с/МПа; 50000 мин-1 – на 3,7 с/МПа; 75000 мин-1 – на 6,6 с/МПа.