P O L I T E C H N I K A P O Z N A Ń S K A

WYDZIAŁ MASZYN ROBOCZYCH I TRANSPORTU

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-

-2-

Spis treści

Streszczenie ...................................................................................................................... 3

Abstract ........................................................................................................................ 4

WYKAZ WAŻNIEJSZYCH SKRÓTÓW I OZNACZEŃ ......................................... 5

1. Wstęp ........................................................................................................................ 6

2. Analiza przyczyn najczęściej występujących uszkodzeń turbosprężarek .......... 9

2.1. Istota doładowania turbosprężarkowego ................................................................... 9

2.2. Charakterystyka turbosprężarek samochodowych w aspekcie występujących

uszkodzeń ............................................................................................................... 10

3. 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

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

6. Wyniki badań ......................................................................................................... 87

6.1. Wyniki badań stanowiskowych ............................................................................... 87

6.2. Wyniki badań drogowych ..................................................................................... 104

7. 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

8. Podsumowanie i wnioski ..................................................................................... 129

Literatura .................................................................................................................... 132

-3-

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.

-4-

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.

-5-

WYKAZ WAŻNIEJSZYCH SKRÓTÓW I OZNACZEŃ

Oznaczenia i symbole

CO

CO2

dm3

ETA

FMEA

HC

S

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

TS

MPa

turbosprężarka

megapaskal

ms milisekunda, tlenki azotu

n

NOx

prędkość obrotowa wału korbowego silnika

tlenki azotu

Ne moc użyteczna silnika

N·m niutonometr

obr/min obroty na minutę

P

PM

PC

µm

ciśnienie

cząstki stałe (ang. Particulate Matter)

pojazd samochodowy przeznaczony do przewozu osób (ang. Pasanger Car)

mikrometr

nm nanometr

K

kW

KS

Kelwin

kilowat

komora spalania

J

R

SSp

SZS

dżul

częstotliwość, ryzyko

silnik spalinowy

szkodliwe związki spalin

λ współczynnik nadmiaru powietrza

VAG

Vss

W

Z

ZI

ZS

narzędzie diagnostyczne do samochodów z grupy VAG (VW, Audi, Skoda)

objętość skokowa

wykrywalność

znaczenie

silnik o zapłonie iskrowym

silnik o zapłonie samoczynnym

-6-

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

-7-

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

-8-

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.

-9-

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

-10-

względu na różnicę temperatury spalania wynikającą z zastosowania alternatywnego

paliwa, co wyjaśnione zostanie w dalszej części rozdziału [83].

2.2. Charakterystyka turbosprężarek samochodowych w aspekcie

występujących uszkodzeń

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).

-11-

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

-12-

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).

-13-

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

-14-

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].

-15-

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

-16-

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

-17-

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

Lepkość, [cSt]

90 °C 10,32 13,05 17,79

130 °C 4,83 5,91 8,06

150 °C 3,61 4,37 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

-18-

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.

-19-

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.

-20-

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.

-21-

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

-22-

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

-23-

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)

-24-

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

-25-

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.

-26-

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

-27-

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

-28-

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

-29-

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).

-30-

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

-31-

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

-32-

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.

-33-

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].

-34-

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.

-35-

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,

-36-

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”

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

Z

1 brak Wada nie wystepuje.

2-3 małeWada występuje rzadko, pojawienie się jej nie wpływa bezpośrednio na pracę systemu,

brak wpływu na zużycie paliwa oraz emisję SZS.

4-5 przeciętne

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.

10 krytyczneWada natychmiast unieruchamia system, wpływa na zwiększoną emisję SZS, wpływa na

pracę TS oraz uszkadza elementy silnika.

Znaczenie wady dla systemu

6-7 ważneWada powoduje zauważalne ograniczenie w prawidłowym funkcjonowaniu systemu.

Może mieć wpływ na emisję SZS.

8-9 bardzo ważneWada prowadzi do unieruchomienia systemu, ma wpływ na emisję SZS oraz może

prowadzić do uszkodzenia elementów silnika.

-37-

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”

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

R

1 nieprawdopodobne Wada nie występuje.

2-3 prawdopodobneWada występuje bardzo rzadko. Wystąpnienie wady może być powodem rażącego

niedbalstwa serwisanta.

4-5 rzadko Wada występuje rzadko. Istnieje wiele układów zapobiegania lub wczesnego reagowania.

6-7 przeciętnie Wada występuje dość często, istnieją systemy zapobiegania wystąpienia.

8-9 często Wada występuje często, brak układów umożliwiających szybkie reagowanie.

10 bardzo częstoWada występuje bardzo często. Szczególnie przy dużym kilometrażu. Brak układów

umożliwiających reagowanie.

Częstotliwość występowania wady

-38-

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”

Tak wyznaczone wskaźniki „Z”, „R” oraz „W” pozwoliły obliczyć liczbę priorytetu

LPR. Wartość LPR stanowi podstawę do ustalenia rankingu przyczyn ze względu na

W

10 brak Nie ma możliwości wykrycia wady.

8 -9 bardzo małaWada powoduje niewielką emisję hałasu; wada powoduje zmianę emisji SZS wykrywalną

dla analizatora.

6-7 małaWykrycie możliwe przez serwisanta po zdemontowaniu obudów, osłon, kanałów itp.

Wada może powodować sporadyczne pojawianie się kontrolki MIL.

2-3 dużaWada 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.

Wykrywalność wady dla systemu

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.

-39-

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.

-40-

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)].

(2)

(3)

(4)

-41-

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

Niedrożne kanały

odprowadzajace

olej

Filtr olejuAkcja kierowcy/

serwisantaSkutek/efekt

Skuteczne

Zdarzenie P (B)

inicjujące Tak

P (A) P (C)

Nieskuteczne

1 - P (B)

Nie

1 - P (C)

S1

S2

SX

-42-

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

-43-

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.

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

Niedrożny ssak

oleju

Czujnik ciśnienia

olejuSkutek/efekt

Tak

Zdarzenie P (B)

inicjujące

P (A)

Nie

1 - P (B)SX

S1

-44-

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

-45-

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.

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

Nadmierne

zanieczyszczenie

filtra

Przepływomierz

powietrza

Akcja

kierowcy/serwis

anta

Skutek/Efekt

Skuteczny

Zdarzenie P (B)

inicjujące Tak

P (A) P (C)

Nieskuteczny

1-P (B)

Nie

1-P (C)

S1

S2

SX

-46-

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

-47-

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.

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:

Zanieczyszczone

kanały chłodnicy

powietrza

Czujnik

ciśnienia

doładowania

Akcja serwisanta

Okresowe

badanie

techniczne

Skutek/efekt

Tak

Zdarzenie P (B)

inicjujące Skuteczna

P (A) P (C)

Nie Tak

1-P (B) P (D)

Nieskuteczna

1-P (C)

Nie

1-P (D)

S2

SX

S1

S3

-48-

S1 – 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:

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.

-49-

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”.

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.

Niedrożny układ

wylotowy

Czujnik różnicy

ciśnieńSkutek/efekt

Tak

Zdarzenie P (B)

inicjujące

P (A)

Nie

1-P (B)

S1

SX

-50-

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 – 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.

SX – 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.

-51-

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

-52-

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 9-

10). 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.

-53-

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.

-54-

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.

-55-

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.

-56-

Wprowadzenie i geneza

tematu

Analiza przyczyn najczęściej występujących

przyczyn uszkodzeń turbosprężarek

(dekompozycja z uwzględnieniem wad)

Analiza FMEA i metoda ETA(opis metod w zarysie, )

Cel i teza pracy

Metodyka badań stanowiskowych i

drogowych(przedmiot i zakres badań, stanowisko badawcze,

opis działań)

Badania drogowew aspekcie:

Badania stanowiskowe

Wybranego uszkodzenia

na emisję spalin

Działania uszkodzonego

urzadzenia

Węzła olejowego

Węzła gazowego

(powietrznego)

Węzła gazowego

(spalinowego)

Analiza wyników badań

Podsumowanie, wnioski końcowe i

kierunki dalszych prac

1

2

3

4

5

6

7

8

Gen

eza

Fu

zja w

ied

zy p

ow

szec

hn

ej, w

ars

ztato

wej

,

dośw

iad

czaln

ej, ek

sper

ckie

j i

bad

ań

wst

ępn

ych

Op

is p

rzep

row

ad

zon

ych

bad

ań

i s

ym

ula

cji

ora

z an

ali

za o

trzy

man

ych

wyn

ików

Wn

iosk

i

RozdziałFunkcja pracy

ss

Propozycja rozwiązań

poprawiających

wykrywalność uszkodzeń

-57-

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 (osiowo-

promieniowej) 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).

-58-

Tabela 5.1. Określenie poziomu ufności badanej turbosprężarki

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.

CechaProcentowy udział

w populacji

Wykorzystanie energii spalin do napędu 100%

Turbina promieniowo - osiowa 99%

Spreżarka osiowo - promieniowa 99%

Maksymalna prędkość obrotowa wałka TS 99%

Przygotowanie powietrza z wykorzystaniem papierowego filtra pow. 99%

Działanie zależne od pracy silnika 95%

Współpraca z silnikiem o ZS 60%

Korpus wykonany z żeliwa 99%

Łożysko promieniowe z jednej części 70%

Obecność blaszki termicznej 90%

Smarowanie lożysk olejem silnikowym 99%

Nominalne ciśnienie oleju na poziomie 2 bar (pow. 2000 obr/min) 99%

Grawitacyjny spływ oleju do miski olejowej 99%

Łożyska ślizgowe 80%

2 rodzaje łożysk (promieniowe i osiowe) 99%

Uszczelnienie labiryntowe 99%

Przygotowanie oleju za pomocą filtra oleju 99%

Sterowanie kierownicą spalin ze zmienną geometrią 60%

Siłownik membranowy z popychaczem 99%

Sterowanie podciśnieniowe 50%

Olej pełniący funkcję chłodziwa 99%

poziom ufności turbospreżarki testowanej na stanowisku 90%

Inn

eS

mar

ow

anie

Zza

sad

a d

zial

ania

Bu

dow

a

-59-

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.

-60-

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

-61-

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.

-62-

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

-63-

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.

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.

6 5

4

3

1

2

-64-

Turbina

Silnik elektryczny

Sprężarka

Silnik

Zasobnik oleju

z przewodem grzewczym

Hamulec

Miernik

prędkości obrotowej

Tłumik

Zawór przelewowy

Wyciąg spalin

Filtr oleju

Czujnik

temp.

Czujnik

ciśnienia

Różnicowy czujnik ciśnienia

Czujnik

ciśnienia

Czujnik

ciśnienia

Czujnik temp.

Czujnik

ciśnienia

Czujnik temp.

Reduktor

Zawór kulowy

Czujnik temp.

Czujnik ciśnienia

Zawór kulowy

Czujnik temp.

Czujnik temp.

Czujnik temp.

Pompa oleju

Filtr powietrza

wziernik

Zawór kulowy

Zasobnik ciśnienia

Reduktor ciśnienia 2 bar

Zawór kulowy

laweta

Czujnik ciśnienia

Rys. 5.10. Schemat ideowy stanowiska badawczego

Rys. 5.11. Widok silnika spalinowego pełniącego funkcję wytwornicy spalin

-65-

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.

-66-

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).

a) b)

Rys. 5.13. Czujnik różnicy ciśnień a) widok ogólny, b) schemat ideowy [82]

-67-

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).

CO2SO2NOCO

Odparowanie gazów

Obsługa – Sterowanie – Akwizycja danych

Sterowanie pomiarem

Pomiar

wilgotności

spalin

Natężenie przepływu

Pomiar temperatury

O2 NO2

Grzana

droga

poboru

spalin

Gaz

wzorcowyWylot kondensatu

Wylot

próbki

spalin

Zasilanie

Ogrzewanie

Sonda

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.

-68-

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

Temperatura spalin 20 – 800oC 4

oC

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

-69-

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.

-70-

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

-71-

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

-72-

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.

-73-

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

- temperatura oleju w zasobniku

- rejestracja parametrów z analizatora TESTO

- potwierdzenie lub zaprzeczenie założeń

- rejestracja parametrów z czujników

BADANIE

- manualne zamykanie wybranego zaworu

- prędkość obr. wytwornicy spalin

- obciążenie wytwornicy spalin

- temperatura oleju w zasobniku

- stopień otwarcia kierownicy spalin

- ciśnienie i wydatek oleju przed łozyskami TS

KONTROLA I REGULACJA

- poziom oleju w zasobniku

(3 powtórzenia)

POMIARY

STAŁA NASTAWA

WYNIKI

- wykresy, tabele

- własna interpretacja i dyskusja wyników

i przetworników na karcie A/C

-74-

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.

-75-

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.

-76-

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.

-77-

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

-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 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

-79-

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 21

oC, 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 85

oC).

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).

-80-

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.

-81-

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

-82-

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

-83-

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) wykonano

przy następujących parametrach pojazdu i skrzyni biegów (tabela 5.4).

-84-

Tabela 5.4. Parametry pojazdu podczas badań (I blok)

Rozpędzanie

L.p. Bieg

Prędkość

Początkowa Końcowa

[km/h] [km/h]

1 II 20 50

2 III 40 70

3 IV 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).

-85-

Tabela 5.5. Parametry pojazdu podczas badań (II blok)

Stała prędkość

L.p.

Prędkość

pojazdu

Prędkość obrotowa

wału korbowego silnika Bieg

[km/h] [obr/min]

1 20 1200

II 2 50 3000

3 70 4200

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.

-86-

Tabela 5.6. Parametry pojazdu podczas badań (III blok)

Hamowanie silnikiem

L.p. Bieg

Prędkość

Początkowa Końcowa

[km/h] [km/h]

1 II 80 40

2 III 110 60

3 IV 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 12

oC, a ciśnienie wynosiło 1002 hPa. Silnik

zasilany był benzyną pochodzącą z tej samej dostawy.

-87-

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

-88-

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.

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.

0

10

20

30

40

50

60

70

80

0 30 60 90 120 150

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

Prę

dko

ść o

bro

tow

a w

irn

ika

TS

[ x

10

00

0 o

br/

min

]

Czas [s]

Ciś

nie

nie

ole

ju [

bar

]

Ciśnienie oleju w kanale za korpusem TS Prędkość obrotowa wirnika TS

-89-

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.

0,0210

0,0215

0,0220

0,0225

0,0230

0,0235

0 30 60 90 120 150

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

Prę

dko

ść o

bro

tow

a w

irn

ika

TS

[ x

10

00

0 o

br/

min

]

Czas [s]

Ciś

nie

nie

ole

ju [

bar

]

Ciśnienie oleju w kanale za korpusem TS Ciśnienie powietrza za TS Wielob. (Ciśnienie powietrza za TS)

-90-

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.

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

350

400

450

500

550

600

650

700

0 30 60 90 120 150

Czas [s]

Ciś

nie

nie

ole

ju [

bar

]

Tem

pe

ratu

ra s

pal

in [

C]

Temperatura spalin za TS Temperatura spalin przed TS

Ciśnienie oleju w kanale za korpusem TS 3 okr. śr. ruch. (Temperatura spalin przed TS)

-91-

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 10

oC 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

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

480

485

490

495

500

505

510

515

520

525

530

535

0 30 60 90 120 150

Ciś

nie

nie

ole

ju [

bar

]

Tem

pe

ratu

ra s

pal

in z

a TS

[

C]

Czas [s]

Temperatura spalin za TS Ciśnienie oleju w kanale za korpusem TS

Liniowy (Temperatura spalin za TS)

-92-

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.

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

80

82

84

86

88

90

92

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

0 30 60 90 120 150

Tem

pe

ratu

ra o

leju

w k

orp

usi

e ś

rod

kow

ym T

S [

C]

Ciś

nie

nie

ole

ju [

bar

]

Czas [s] Ciśnienie oleju w kanale za korpusem TS Temperatura oleju za TS

-93-

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.

-94-

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].

-95-

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.

62

64

66

68

70

72

74

76

78

-0,5

0

0,5

1

1,5

2

2,5

0 100 200 300 400

Prę

dko

ść o

bro

tow

a w

irn

ika

TS [

x 1

0 0

00

ob

r/m

in]

Ciś

nie

nie

ole

ju p

rze

d T

S [b

ar]

Czas [s]

Ciśnienie oleju przed TS Prędkość obrotowa wirnika TS

-96-

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

69

70

71

72

73

74

75

76

-0,5

0

0,5

1

1,5

2

2,5

0 100 200 300 400

Tem

pe

ratu

ra o

leju

za

TS [

C]

Ciś

nie

nie

ole

ju p

rze

d T

S [b

ar]

Czas [s] Ciśnienie oleju przed TS Temperatura oleju za TS

Wielob. (Temperatura oleju za TS)

-97-

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

-98-

"wypychania" części powietrza z wlotu "pod prąd", a następnie ponownego jego

napełniania.

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

30

35

40

45

50

55

60

-0,15

-0,13

-0,11

-0,09

-0,07

-0,05

-0,03

-0,01

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Prę

dko

ść o

bro

tow

a w

irn

ika

TS [

x 1

0 0

00

ob

r/m

in]

Ciś

nie

nie

po

wie

trza

prz

ed

TS

[bar

[

Czas [s]

Ciśnienie powietrza przed TS Prędkość obrotowa wirnika TS

-99-

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.

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.

Rys. 6.11. Wpływ zmiany ciśnienia powietrza w kolektorze dolotowym turbosprężarki na ciśnienie

powietrza za sprężarką

18

23

28

33

38

43

48

-0,15

-0,13

-0,11

-0,09

-0,07

-0,05

-0,03

-0,01

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Tem

pe

ratu

ra p

ow

ietr

za [

C]

Ciś

nie

nie

po

wie

trza

[b

ar]

Czas [s]

Ciśnienie powietrza przed TS Temperatura powietrza za TS Temperatura powietrzea przed TS

0,0205

0,0210

0,0215

0,0220

0,0225

0,0230

0,0235

-0,08

-0,06

-0,04

-0,02

0

0,02

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Ciś

nie

nie

po

wie

trza

za

TS [

bar

]

Ciś

nie

nie

po

wie

trza

prz

ed

TS

[bar

]

Czas [t]

Ciśnienie powietrza przed TS Ciśnienie powietrza za TS

6 okr. śr. ruch. (Ciśnienie powietrza za TS)

-100-

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).

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].

59

59

60

60

61

61

62

-0,15

-0,13

-0,11

-0,09

-0,07

-0,05

-0,03

-0,01

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Tem

pe

ratu

ra o

leju

[C

]

Ciś

nie

nie

po

wie

trza

[b

ar]

Czas [s]

Ciśnienie powietrza przed TS Temperatura oleju za TS

6 okr. śr. ruch. (Temperatura oleju za TS)

-101-

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.

Rys. 6.13. Wpływ zmiany ciśnienia powietrza w kanale za sprężarką na prędkość obrotową wału

turbosprężarki oraz temperaturę oleju za korpusem środkowym

0

20

40

60

80

100

120

140

160

0,480

0,485

0,490

0,495

0,500

0,505

0,510

0,515

0,520

0 50 100 150 200

Tem

pe

ratu

ra o

leju

[°C

]

Ciś

nie

nie

po

wie

trza

[b

ar]

Czas [s] Ciśnienie powietrza za TS Temperatura oleju za TS

Prędkość obrotowa wirnika TS 4 okr. śr. ruch. (Ciśnienie powietrza za TS)

-102-

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.

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

0

10

20

30

40

50

60

0,480

0,485

0,490

0,495

0,500

0,505

0,510

0,515

0,520

0 50 100 150 200

Tem

pe

ratu

ra p

ow

ietr

za [

°C]

Ciś

nie

nie

po

wie

trza

[b

ar]

Czas [s] Ciśnienie powietrza za TS Temperatura powietrza za TS 4 okr. śr. ruch. (Ciśnienie powietrza za TS) Liniowy (Temperatura powietrza za TS)

-103-

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.

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.

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

0,470

0,475

0,480

0,485

0,490

0,495

0,500

0,505

0,510

0,515

0,520

0 50 100 150 200

Tem

pe

ratu

ra o

leju

[°C

]

Ciś

nie

nie

po

wie

trza

[b

ar]

Czas [s]

Ciśnienie powietrza za TS Temperatura oleju za TS 4 okr. śr. ruch. (Ciśnienie powietrza za TS)

-104-

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).

-105-

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.

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).

0,0

0,5

1,0

1,5

2,0

2,5

CO NOx HC

Emis

ja [

g/km

]

EURO 3

uszkodzona TS

-106-

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.

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.

0,0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

CO NOx HC

Emis

ja [

g/km

]

nowa TS

uszkodzona TS

0

20

40

60

80

100

120

140

160

CO NOx HC

Śre

dn

ia w

zglę

dn

a ró

żnic

a e

mis

ji [g

/km

]

-107-

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.

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.

-100

-50

0

50

100

150

200

250

CO2 CO NOx HC

Śre

dn

ia w

zglę

dn

a ró

żnic

a e

mis

ji [%

]

Rodzaj emitowanych związków

-108-

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.

0

50

100

150

200

250

300

350

CO2 CO NOx HC

Śre

dn

ia w

zglę

dn

a ró

żnic

a e

mis

ji [%

]

Rodzaj emitowanych związków

-109-

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

0

20

40

60

80

100

120

140

160

CO2 CO NOx HC

Śre

dn

ia w

zglę

dn

a ró

żnic

a e

mis

ji [%

]

Rodzaj emitowanych związków

-110-

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.

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

-40

-20

0

20

40

60

80

100

CO2 CO NOx HCŚre

dn

ia w

zglę

dn

a ró

żnic

a e

mis

ji [%

]

Rodzaj emitowanych związków

-111-

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.

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).

nowa TS

uszkodzona TS

0

1

2

3

4

20 50 70

śre

dn

i cza

s w

trys

ku [

ms]

prędkość pojazdu [km/h]

-112-

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.

-60

-40

-20

0

20

40

60

80

100

CO2 CO NOx HC

Śre

dn

ia w

zglę

dn

a ró

żnic

a e

mis

ji [%

]

Rodzaj emitowanych związków

-113-

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.

-114-

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.

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

0

50

100

150

200

250

300

350

400

450

CO2 CO NOx HC

Śred

nia

wzg

lędn

a ró

żnic

a em

isji

[%]

Rodzaj emitowanych związków

-115-

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

-116-

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

-117-

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.

-118-

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

Niedrożne kanały

odprowadzajace

olej

Filtr olejuAkcja kierowcy/

serwisanta

Czujnik

temperatury oleju

za

turbosprężarką

Przepływomierz

olejuSkutek/efekt

Skuteczne

Zdarzenie P (B)

inicjujące Tak

P (A) P (C)

Nieskuteczne Tak

1 - P (B) P (D)

Nie Tak

1 - P (C) P (E)

Nie

1 - P (D)

Nie

1 - P (E)

S1

S2

S3

SX

S4

-119-

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

-120-

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.

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

Niedrożny ssak

oleju

Czujnik ciśnienia

oleju

Przepływomierz

oleju

Czujnik

temperatury oleju

za

turbosprężarką

Skutek/efekt

Tak

Zdarzenie P (B)

inicjujące Tak

P (A) P (C)

Nie Tak

1 - P (B) P (D)

Nie

1 - P (C)

Nie

1 - P (D)

S1

S2

S3

SX

-121-

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

-122-

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.

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) (35)

Nadmierne

zanieczyszczenie

filtra

Przepływomierz

powietrza

Akcja

kierowcy/serwis

anta

Czujnik różnicy

ciśnieńSkutek/efekt

Skuteczny

Zdarzenie P (B)

inicjujące Tak

P (A) P (C)

Nieskuteczny Tak

1-P (B) P (D)

Nie

1-P (C)

Nie

1-P (D)

S1

S2

SX

S3

-123-

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).

-124-

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:

Zanieczyszczone

kanały chłodnicy

powietrza

Różnicowy

czujnik

ciśnienia

doładowania

Przepływomierz

oleju za TS

Akcja

serwisanta

Okresowe

badanie

techniczne

Skutek/efekt

Tak

Zdarzenie P (B)

inicjujące Tak

P (A) P (C)

Nie Skuteczna

1-P (B) P (D)

Nie Skuteczna

1-P (C) P (E)

Nieskuteczna

1-P (D)

Nieskuteczna

1-P (E)

S1

S2

S3

SX

S4

-125-

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.

-126-

Drzewo zdarzeń związane ze zmianą drożności układ wylotowego przedstawiono na

rys. 7.5.

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)], (48)

Niedrożny układ

wylotowy

Czujnik różnicy

ciśnieńSkutek/efekt

Tak

Zdarzenie P (B)

inicjujące

P (A)

Nie

1-P (B)

S1

SX

-127-

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

-128-

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.

-129-

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

-130-

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 NOX

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

-131-

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.

-132-

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

-133-

[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. 8-

M/2008

[22] Filipczyk J.: Causes of automotive turbocharger faults, Transport Problems, Vol.

8, No. 2., 2013

[23] Fortuna S.:Wentylatory. Podstawy teoretyczne, zagadnienia konstrukcyjno-

eksploatacyjne 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, 2007-

01-4235

[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

-134-

[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 - dostęp z dnia

12.06.2015

[31] http://blogoryzyku.blogspot.com/2014/01/rodzaje-eta.html – dostęp dnia

12.12.2015

[32] http://inm.am.szczecin.pl/download/category/41-eksploatacja-techniczna-

srodkow-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.mahle-

aftermarket.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/Turbocharging-

Key-technology-for-high-performance-engines - dostęp z dnia 17.05.2015

[37] http://www.tomson.com.pl/pol_m_Uklad-wydechowy_Izolacja-

termiczna_Kocyk-na-turbo-226.html - dostęp z dnia 17.05.2015

[38] https://www.ngk.de/pl/technika-w-szczegolach/sondy-lambda/podstawowa-

wiedza-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

-135-

[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

-136-

[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

-137-

[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

Załącznik A