Avtomobilnye_dvigateli_Kursovoe_proektirovanie

• подвод масла к клапанному механизму и подшипникам распределительного вала.

Конструкция масляного насоса зависит от типа двигателя, типа масляной системы, наличия масляного радиатора и т.д.

В автомобильных двигателях применяются шестеренные насосы наружного зацепления (рис. 3.27, а). В последнее время широкое распространение получают шестеренные насосы внутреннего зацепления (рис. 3.27, б) и реже применяются насосы роторного типа

Выход

/ 1

Рис. 3.27. Масляные насосы шестеренного типа:

а — наружного зацепления; б — внутреннего зацепления; в — с внутренним

циклоидальным зацеплением (индексы 1 и 2 соответствуют ведущей и ведомой шестерням); 1,2 — соответственно магистрали всасывания и нагнетания; О, и Ог —

радиус окружности (радиус цевки), описывающей профиль зуба; аш — межцентровое расстояние; daX и da2 — диаметры окружностей выступов (вершин зубьев); dfl и df2 — диаметры окружностей впадин (впадин зубьев)

(являющиеся разновидностью шестеренных) с внутренним циклоидальным зацеплением (рис. 3.27, в).

Шестеренные насосы переносят масло из полости всасывания в полость нагнетания. В насосах роторного типа происходит заполнение полостей А и Б (см. рис. 3.27, в) из магистрали 1 и выдавливание масла из полости В в нагнетательную магистраль 2. Применяемое зацепление обеспечивает непрерывность контакта всех зубьев наружного и внутреннего роторов, что позволяет без применения какихлибо уплотняющих устройств надежно разделить зоны высокого и низкого давлений в рабочей (межзубовой) полости.

3.3.2. Расчет шатунного подшипника скольжения

Из развернутой диаграммы нагрузки на шатунную шейку Rm ш =Лф) определяют:

•среднюю силу за цикл (Лш ш)ср для выполнения теплового расчета подшипника;

•среднюю силу в петле максимальных нагрузок (Вшшш)ср Для нахождения минимальной толщины масляного слоя;

•максимальную силу (Яш.ш)тах для обоснования выбора антифрикционного материала.

Условные удельные давления рассчитываются по следующим формулам, МПа:

где dmm — диаметр шатунной шейки; /ш п = /ш ш — (5... 7 мм) — длина опорной части вкладыша; /ш ш — длина шатунной шейки /ш ш, принимаемая на основании статистических данных при выполнении продольного разреза двигателя.

Для проведения расчета необходимо выбрать масло в соответствии с прототипом двигателя и степенью его форсирования.

Виды масел, применяемых в двигателях, приведены в прил. 8 и 11. Тепловой расчет подшипника и определение температуры масла

вмасляном слое выполняются в следующем порядке.

1.Задаются тремя значениями средних температур масла в масляном слое (например, 80, 90 и 100 °С). При этом температуру масла на входе в подшипник tBX можно принять равной 70... 75 °С.

2.Для заданных температур и принятого масла по графику, приведенному в прил. 13, определяют значения динамической вязкости ц.

3. Задаются значением диаметрального зазора Аш ш = \\tdm ш, где

А 5

у= — = относительный зазор. d г

Для ДсИЗ \|/ = (0,5... 0,7) • 10"3. Для дизелей \|/ = (0,7... 1,0) • 10"3.

4. Для каждого значения вязкости масла определяют коэффициент нагруженности подшипника по формуле

ф= сру

ЦСО

где со = пп/30, с-1.

5.По графику Ф =Лх)> приведенному в прил. 10, находят значения относительных эксцентриситетов х-

6.Определяют количество теплоты, выделяющейся в результате трения при работе подшипника, для трех значений вязкости и относительных эксцентриситетов, кДж/с:

'

где % — коэффициент сопротивления шипа вращению, который находится по графику =Лх)> приведенному в прил. 14.

7. Определяют количество теплоты, отводимой от подшипника циркулирующим маслом, для трех значений средних температур по формуле, кДж/с,

Qu = cmmal

При этом см принимают равным 1800... 1900 кДж/м3.

Перепад температур At = /вых - /вх = 2/ср - tBX.

Количество масла, циркулирующего через подшипник, определяют по формуле, м3/с,

М = (qT

где дт — коэффициент, учитывающий количество масла, вытекающего из нагруженной зоны подшипника и определяемый по графику дт =/(%), приведенному в прил. 15, для каждого значения относительного эксцентриситета %.

Коэффициент, учитывающий количество масла, вытекающего из ненагруженной зоны подшипника, определяется по формуле

где Рн.вых — давление масла на выходе из насоса.

Коэффициент р определяется из графика р =/(%), приведенного в прил. 12.

*ср2

*срЗ

Результаты расчета целесообразно свести в табл. ЗЛО.

В итоге теплового расчета для каждого значения средней температуры получают значения теплоты, образующейся в подшипнике Q1р и отводимой от него QM.

По полученным данным строится график, показанный на рис. 3.28, на котором точка пересечения кривых бтрИ0ми будет искомой средней температурой.

Для найденной средней температуры определяют вязкость масла по графику ц =f{t), приведенному в прил. 13.

Коэффициент нагруженности по удельному давлению в петле максимальных нагрузок находим в виде

|ХС0

По графику Ф =f(x), приведенному в прил. 10, определяем относительный эксцентриситет % для отношения /ш Jdm mB подшипнике.

О™ Qu, кДж/с

а /

sQrp

Рис. 3.28. График теплового баланса

Минимальная толщина масляного слоя определяется по формуле, мкм,

Если полученная в результате расчета минимальная толщина масляного слоя более 4 мкм, значит, спроектированный подшипниковый узел работоспособен.

3.3.3. Расчет масляных насосов с наружным и внутренним зацеплением шестерен

На основании статистических данных циркуляционный расход масла через двигатель определяется в виде, м3/ч,

Кц = (10...14)ЛГеном.10-3.

Действительная производительность масляного насоса должна быть в 2,5... 3,5 раза больше циркуляционного расхода, м3/ч,

Кд (2,5... 3,5) V^,

Исходя из значения действительной производительности подбираются размеры шестерен масляного насоса в следующем порядке (для шестерен внутреннего зацепления определяются размеры ведущей, т.е. внутренней, шестерни):

1. Находим теоретическую производительность насоса по формуле, м3/ч,

Vг т ЛнV '

где г|н — объемный коэффициент подачи насоса (для шестерен наружного зацепления цн = 0,75...0,85, для шестерен внутреннего зацепления г|н = 0,8... 0,9).

2. Для насоса с наружным зацеплением, установив передаточное отношение его привода, частоту вращения ведущей шестерни пх и максимальную окружную скорость на ее внешнем диаметре vaX = 8... 10 м/с, определяем диаметр daX (причем значение пх для шестерен наружного зацепления не должно превышать 3500...4000 мин-1), мм,

и _60^г 103

а\ " КЩ •

3. Принимаем модуль зацепления т (3,0; 3,5; 4,0; 4,25) и, учитывая, что daX - m(z + 2), определяем число зубьев z- При наружном зацеплении размеры ведущей и ведомой шестерен равны, а число зубьев z

составляет от 7 до 12. При внутреннем зацеплении число зубьев

z2 = Z\ + 2.

4. У насосов с внутренним зацеплением частота вращения ведущей шестерни пх равна частоте вращения коленчатого вала, а частота

вращения ведомой шестерни определяется из соотношения п2 = щ —.

ft

Диаметр ведомой шестерни dal = dal п—.2

В имеющихся конструкциях насосов Z\ может быть равно 9, 11, 13, 15. Наиболее часто число зубьев ведущей шестерни равно 13 или 15, диаметр dal = 38... 58 мм, а скорость val = 10... 20 м/с.

5. Теперь определяем требуемую длину зуба, мм:

Для шестерен наружного зацепления b = 12...48 мм. Для шестерен внутреннего зацепления 6 = 7... 11 мм.

6. Мощность, необходимую для привода насоса, определяем по следующей формуле, кВт:

К (Рн.ВЫХ Рп.ЪХ ) 2Q—3

лм

Здесь перепад давленийръых -рвх = 0,3... 0,6 МПа, а механический КПД Лм = 0,85...0,90.

3.3.4. Расчет масляных насосов с циклоидальным зацеплением

Расчет таких насосов достаточно сложен. Здесь приводится только упрощенный вариант определения длины зуба b (высоты ротора) и статистические данные по имеющимся конструкциям.

Широкое распространение получили роторные насосы, у которых число зубьев ведомого (наружного) ротора всегда больше числа зубьев ведущего (внутреннего) ротора, т. е. у которых z-i - Z\ + 1. Привод ведущего ротора таких насосов осуществляется от коленчатого вала. У выпускаемых насосов Zi = 4, 6, 8 и соответственно z2= 5, 7, 9. Наиболее часто встречающийся вариант таких насосов Z\ = 4

И^2 = 5.

Длина зуба для рассматриваемых насосов определяется по формуле, мм

ъ _ П-ю8

l,5n(dZl-d}i)n1,

где daX = 2raX — наружный диаметр зубьев ведущего ротора, мм (см. рис. 3.27, в); dfx = 2rfx — диаметр впадин зубьев ведомого ротора, мм; пх — частота вращения ведущего ротора, мин-1.

Все обозначенные на рис. 3.27, в величины связаны между собой определенными кинематическими зависимостями.

Статистические данные по имеющимся конструкциям следующие:

daX = 29,8...48,0 мм; dn = 19,5...29,0 мм; da2 = 24,2...38,5 мм; dn = 35,4...57,5 мм;

aw = 2,80...4,75 мм — межцентровое расстояние;

гц = 11,2... 19,0 мм — радиус окружности, описывающий профиль зуба;

Ъ= 22...30 мм.

3.4.Система охлаждения

3.4.1. Приближенный расчет радиатора

На листе продольного разреза двигателя жидкостного охлаждения (прил. 16) должны располагаться конструкции жидкостного насоса в разрезе, приводов к насосу и вентилятору, ступицы вентилятора, термостата и механизма отключения вентилятора, если он предусмотрен.

Приближенный расчет радиатора включает в себя определение следующих величин.

1. Теплота, отводимая в охлаждающую жидкость, Дж/с,

б ж = *ж ( 7 т 3600'

2. Поверхность охлаждения радиатора, омываемая воздухом, мм2,

где ф' — коэффициент запаса, учитывающий загрязнение радиатора, ф' = 1,10... 1,15; К — коэффициент теплопередачи (в имеющихся конструкциях радиаторов К = 100... 120 Вт/(м-К), для принятого типа теплопередающей поверхности числовое значение К принимается по зависимостям, приведенным в прил. 17); At — средний температурный напор, т.е. разность средних температур жидкости и воздуха.

3. Средняя температура жидкости, зависящая от принимаемых значений температуры вх на входе в радиатор (на выходе из двигателя) и от снижения этой температуры Д/ж в радиаторе:

4. Средняя температура воздуха, зависящая от температуры окружающей среды tQ (которая принимается равной 45 °С), предварительного подогрева (если перед фронтом радиатора системы охлаждения установлен масляный радиатор Л/пр = 5...8 °С) и температуры подогрева AtB при прохождении воздуха через радиатор:

AtB

*в.ср - + пр + "2"'

Повышение температуры воздуха в радиаторе определяется по уравнению

где сръ — изобарная теплоемкость воздуха, Дж/(кг-К); рв — плотность воздуха на входе в радиатор, кг/м3; иъ — скорость воздуха в радиаторе, м/с; FB пр — суммарная площадь проходного сечения воздушных каналов, м2.

5. Скорость воздуха, принимаемая с учетом вида машины, для которой предназначен двигатель, и расположения радиатора.

Для автомобильных двигателей скорость воздуха определяется суммой скоростей, создаваемых скоростным напором при движении автомобиля, и вентилятором, м/с:

*>в = *>. + "всит = [5 + (6...8)].

Для тракторных двигателей и машин с нелобовым расположением радиатора скорость воздуха vB = 5,5 ...9,0 м/с.

6. Суммарная площадь проходного сечения, определяемая как площадь фронтальной поверхности охлаждающей решетки радиатора, умноженная на коэффициент проходного сечения:

FB Пр = ПвНВ.

Размеры фронтальной поверхности В и Н(рис. 3.29) принимаются исходя из компоновочных соображений в соответствии с прототипом разрабатываемого двигателя или по среднестатистическим данным в зависимости от мощности двигателя:

5 = 0,345 + 2,2 10 - 3 ^ Н О М ;^ = 0,555+1,8 10-3ЛГеном.

Рис. 3.29. Обозначение размеров фронтальной поверхности и глубины радиатора

в

Коэффициент проходного сечения принимается в следующих пределах:

•для трубчато-пластинчатых радиаторов QB = 0,70... 0,75;

•для трубчато-ленточных радиаторов QB = 0,65... 0,70. Ориентировочно правильность выполненных расчетов проверяет-

ся по значению удельной поверхности, определяемому отношением

охл которое должно находиться в пределах значений 0,2... 0,3 м2/кВт.

N.еном

9. При известных размерах общей поверхности охлаждения и фронта охлаждающей решетки радиатора (Fvtm) его глубина определяется по выражению

F* охл

Ф^фр'

где ф — коэффициент компактности (для автомобилей <р = 600...

1000 м2/м3; для тракторов ф = 370...600 м2/м3).

3.4.2. Проектировочный расчет радиатора

Выбор исходных данных для теплового расчета радиатора осуществляется в соответствии с указанием консультанта проекта, а также с учетом прототипа разрабатываемого двигателя, статистических данных и характерных конструктивных параметров радиатора.

Перед началом проектировочного расчета радиатора необходимо определить следующие исходные данные:

1.Тип охлаждающей решетки радиатора, который выбирается по указанию консультанта (трубчато-пластинчатый с коридорным расположением трубок, трубчато-пластинчатый с шахматным расположением трубок, трубчато-ленточный — рис. 3.30).

2.Размеры В и Н фронтальной поверхности охлаждающей решетки радиатора (см. рис. 3.29), которые выбираются исходя из компоновочных соображений в соответствии с прототипом разрабатывае-

мого двигателя или по среднестатистическим данным в зависимости от мощности двигателя:

Я = 0,345+2,2-Ш"3^; — = 0,555+1,$lO~3Ne.

В

3. Размеры характерного элемента охлаждающей решетки радиатора (см. рис. 3.30), т.е. следует выбрать размеры трубки (длину поперечного сечения b = 15,8... 18,8 мм, ширину поперечного сечения с- 2,0... 2,6 мм, толщину стенки = 0,15 мм) и самого элемента (шаг

по фронту 7фр = 10... 15 мм, шаг по глубине /гл = 18...22 мм, шаг по высоте tp = 2,5...4,0 мм, толщину ребра пластины или ленты 8Р =

= 0,08...0,10 мм).

4. Параметры теплоносителей:

•давление и температура окружающей среды (р0= 0,1 МПа, t0 =

=45 °С, температура предварительного подогрева воздуха Д/пр = 5... 8 °С, а при отсутствии масляного радиатора Atnp = 0 °С);

•скорость воздуха в радиаторе (при движении транспортного сред-

ства на скорости ив = vz + vBem = [5 + (6...8)] м/с, а без использования

ъ= 5,5...9,0 м/с);

•температура жидкости на входе в радиатор, т. е. на выходе из двигателя (7Ж вх = 95 °С);

•понижение температуры жидкости в радиаторе (Д/ж= 6... 10 °С);

•скорость жидкости в радиаторе (иж = 0,5... 1,0 м/с).

5.Вид охлаждающей жидкости (вода, антифриз) по указанию консультанта.

6.Теплофизические параметры теплоносителей, которые учитывая незначительное изменение их температуры в радиаторе, можно принять постоянными (прил. 18).

7.Материал трубок и ребер, т.е. пластин и лент по указанию консультанта (латунь JI-90 с коэффициентом теплопроводности X =

=125 Вт/(м • К) или алюминиевый сплав АМц с X = 162 Вт/(м • К)).

Рис. 3.30. Элементы охлаждающей решетки радиатора:

а — трубчато-пластинчатый; б — трубчато-ленточный