Проект вихрокамерного 4-циліндрового дизельного двигуна для легкового автомобіля

Атмосферні умови Р0 = 0,1 МПа; Т0 = 288є К;

Величина підігріву свіжого повітря ДТа = 20 К;

Температура залишкових газів Тr = 800 К;

Тиск залишкових газів Р r = (1,05...1,25) * Р0 = 1,15 * 0,1 = 0,115 МПа

Тиск наприкінці стискання у точці “с”

Рс = Ра * еn1 = 0,092 * 231,35 = 0,092 * 68,918 = 6,352 МПа

Тс = Та * еn1-1 = 318,63 * 231,35-1 = 954,76 К

Середня мольна теплоємкість горючої суміші наприкінці процеса стискання точці “с”

мС мvm = мСvm = 20,6 + 0,002638 * t?с = 20,6 * 0,00263 * 681,76 = 36,937 кДж/(кмоль*град).

Тс = tc + 273 > tc = Тс - 273 = 954,76 - 273 = 681,76 К

Коефіцієнт використання теплоти оz на ділянці сгорання с - z: оz = 0,85

2.5 Процес згоряння

Літраж двигуна, л

Vл = УVh = (30*ф*Nе)/(Ре*n) = (30 * 4 * 40,5)/(0,77 * 5000) = 1,237 л.

Робочий обсяг одного циліндра, л

Vh = Vл/і = 1,237/4 = 0,309 л

Обираємо відношення S/D = 1,105

Діаметр циліндра двигуна, мм

= = 70,9 мм.

Хід поршня, мм

S = S/D * D = 1,105 * 70,9= 78,343 мм.

Отриманні значення округляємо до найближчих цілих значеннь:

D = 71 мм; S = 78 мм.

На основі отриманих S і D вироховуємо основні параметри та показники двигуна:

Літраж, л

Vл = (р * DІ * S * і)/4 * 10?= (3,14 * 71І * 78 * 4)/ 4 * 10?= 1,235 л.

Ефективна максимальна потужність, кВт

Nе = (Ре * Vh * n * і)/30ф = (0,77 * 0,309 * 5000 * 4)/30 * 4 = 39,655 кВт.

Витрати палива, кг/год

Gп = gе*Nе = 251,28* 39,655/1000 = 9,965 кг/год.

Середня швидкість поршня, м/с

Vп.ср. = (S * n)/30 * 103 = (78 * 5000)/30000 = 13 м/с.

2.10 Побудова індикаторної діаграми двигуна

Vh = 0, 309 л;

Vс = Vh/(е - 1) = 0, 309/(23 - 1) = 0,014 л

Vа = (Vh + Vс)/ Vс = (0, 309 + 0,014)/0,014 = 23,071 л

Для побудови діаграми вибираємо кут б = 15?

Знаходимо кути в1 та в2

tg в1 = (1 + tgб)n1 - 1 = (1 + tg15?)1,35 - 1 = 20?

tg в2 = (1 + tgб) n2 -1 = (1 + tg15?)1,18 - 1 = 18?

Положення точки “с”:

Рмсммммммммммм = 1,25 * Рс = 1,2 * 6,352 = 7,62

3. Тепловий баланс

3.1 Загальна кількість теплоти, введеної в двигун із паливом, Дж/с

Q0 = (Ни * Gп)/3,6 = (42500 * 9,965)/3,6 = 117642,36

3.2 Теплота, еквівалентна ефективній роботі за 1с, Дж/с

Qе = 1000 * Nе = 1000 * 40,5 = 40500

3.3 Теплота, передана охолодженому середовищу, Дж/с

Qb = С * і * D(1+2m) * nm* (Ни-ДНи)/б*Ни = 0,53 * 4 * 7,1(1+2*0,7) * 50000,7 * 1/1,3 = 60941,841

3.4 Теплота, віднесена до відпрацьованих газів, Дж/с

Qr = Gп/3,6 [М2 * (mСм мр)to * (Тz - 273) - М1 * (mСммр)to * (Т0 - 273)] =

9,965/3,6 * [0,675 * (23,285 + 8,315) * (2086,741 - 273) - 0,643 * (20,775 + 8,315) * (288 - 273)] = 10007,6

3.5 Невраховані втрати теплоти, Дж/с

Qост = Q0 - (Qе + Qb + Qr) = 117642,36 - (40500 + 60941,841 + 10007,6) = 6192,92

Складова теплового балансу в джоулях на секунду і у відсотках подана у таблиці 2.

Таблиця 2

4. Розрахунок та побудова зовнішньої швидкістної характеристики двигуна

Швидкістна характеристика показує зміну міцності, крутного моменту, витрат палива та інших параметрів від частоти обертання колінчастого вала. В залежності від положення органа, який керує подачею палива, розрізняють зовнішню та часткові швидкісні характеристики.

Швидкісна характеристика, отримана при повному дроселі (бензиновий двигун) або при положенні рейки паливного насоса (дизель), відповідаючому номінальній міцності, називається зовнішньою. Зовнішня швидкісна характеристика дозволяє провести аналіз і дати оцінку міцністних, економічних, динамічних та експлуатаційних показників при роботі двигуна з повним навантаженням.

Будь-яка швидкістна характеристика двигуна, отримана при неповному відкритті дросельної заслонки (бензиновий двигун) або при положенні рейки паливного насоса (дизель), відповідаючий частковій міцності, називається частковою швидкістною характеристикою. Такі характеристики використовуються для виявлення цілого ряда факторів (кута опєрєжєнія запалювання, складу суміші, мінімально устойчивих частот обертання та ін.) на роботу двигуна при часткових навантаженнях та дають можливість поліпшити його міцністні таекономічні показники.

У курсовому проекті ЗШХ проектованого двигуна будуємо по максимальніій потужності Nemax, емпірічних формулах, що забезпечують достатній рівень точності.Криві швидкісної характеристики будуємо в інтервалі від 500 до 5000 хв? №.

Розрахункові точки кривої ефективної потужності визначаються по такій емпірічній залежності, кВт:

Nex1 = Nemax * (nx/nN) * [0,7 + 1,3 * (nx/nN) - (nx/nN)І] = 40,5 * (500/5000) * [0,7 + 1,3 * (500/5000) - (500/5000)І] = 3,32 кВт

Для спрощення розрахунків значення Nex2, Nex3, Nex4, Nex5, Nex6, Nex7, Nex8, Nex9, Nex10 зведені у таблиці 3.

Розрахункові точки на кривій ефективного крутного моменту розраховуються по такій залежності, Н*м:

Mex1 = (3 * 10 * Nex1)/р * nx = (3 * 10? * 3,32)/3,14 * 5000 =63,44.

Для спрощення розрахунків значення Mex2, Mex3, Mex4, Mex5, Mex6 , Mex7, Mex8, Mex9, Mex10 зведені у таблиці 3.

Розрахункові точки на кривій питомої витрати палива визначаємо по такій емпірічній залежності, г/(кВт*ч):

gех1 = gеn * [1,35 + 1,35 * (nx/nN) + (nx/nN)І] = 251,28 * [1,35 - 1,35 * (500/5000) + (500/5000)І] = 307,818.

Для спрощення розрахунків значення gех2, gех3, gех4, gех5, gех6, gех7, gех8, gех9, gех10 зведені у таблиці 3.

Витрати палива для шуканих точок, кг/год:

GТх1 = gех1 * Nex1 = 307,818 * 3,32 = 1,022

Для спрощення розрахунків значення GТх2, GТх3, GТх4, GТх5, GТх6, GТх7, GТх8, GТх9, GТх10 зведені у таблиці 3.

Розрахункові точки, необхідні для побудови ЗШХ

Таблиця 3

5. Порівняння основних показників проектованого двигуна і прототипу

За результатами теплового розрахунку і розрахунку зовнішньої швидкісної характеристики необхідно скласти порівняльну таблицю основних показників розраховуємого двигуна і прототипу.

Таблиця 4

6. Другий етап. Динамічний розрахунок двигуна

Сутність динамічного розрахунку зводиться до визначення сумарних сил і моментів, що виникають від тисків газів і від сил інерції у кривошипно-шатуному механізмі. По цих силах і моментах розраховують основні деталі на міцність та спрацювання, а також возначають нерівномірність крутного моменту і ступінь нерівномірності ходу поршня. Під час роботи двигуна на деталі кривошипно-шатуного механізму діють сили тиску газів в циліндрі, сили інерції возвратно-поступово рухачих газів мас, ценробіжні сили, тиск на поршень (приблизно рівне атмосферному тиску) та сили ваги (сили ваги в динамічному розрахунку не враховують. Всі діючі в двигуні сили сприймаються корисним опором на колінчатому валу, силами тертя та опорами двигуна.

Аналітичне та графічне визначення сумарних сил, які діють на КШМ

6.1 Сили тиску газів

Сили тиску газів, які діють на площу поршня, для спрощення динамічного розрахунку змінюють однією силою, яка направленя по осі циліндра та прикладеної по осі поршневого пальця. Її визначають для кожного моменту дії (кута ц) по індикаторній діпграмі, побудованій на основі теплового розрахунку.

Перебудова індикаторної діаграми у розгорнуту по куту обертання здійснюють по методу Брікса. Для цього під індикаторною діаграмою будують допоміжне напівколо радіуса R = S/2 = 58/2 = 29 мм. Від центра кола у бік НМТ відкладають поправку Брікса. На півколо поділяють променями із центру на частини (через 30?), а з точки ОМ проводять лінії, паралельні цим променям. Отримані точки на півколі, перенесені по вертикалях на індикаторну діаграму, відповідають дійсним положенням поршня для визначених кутів повороту кривошипа ц. Масштаби розгорнутої індикаторної діаграми сил Мр = МРF = 0,083 * 0,008 = 0,00066 МН/мм = 0,66кН/мм; кут повороту кривошипа Мц = 3,3 град/мм або Мц = 0,058 рад/мм.

6.2 Приведення мас частин кривошипно-шатуного механізму

Значення маси поршневої групи mn і маси шатунної групи mш приймаю використовуючи табличні дані. Згідно цим таблицям у відповідності з D = 80 мм приймаю: mґn = 150кг/мі; mґш = 220 кг/мІ

По прийнятих даних встановлюємо:

Масу поршневої групи mn = mґn * Fn = 150 * 0,008 = 1,2 кг;

Масу шатуна mш = mґш * Fn = 220 * 0,008 = 1,76 кг;

Неврівноважених частин одного колеса вала mк = mґк * Fn = 200 * 0,008 = 1,6кг.

Маса шатуна, зосереджена на осі, кг:

поршеневого пальця mшп = 0,275 mш = 0,275 * 1,76 = 0,484;

кривошипа mшк = 0,725 * mш = 0,725 * 1,76 = 1,276;

Маси, що чинять рух, кг:

зворотньо-поступальний mj = mn + mшп = 1,2 + 0,484 = 0,5808;

обертальний mR = mk + mшк = 1,6 + 1,276 = 2,876.

6.3 Сили інерції

Графічним шляхом за методом дотичних напружень визначаємо сили інерції від зворотно-поступальних мас у залежності від переміщення поршня. Для цього з точки А у масштабі сил відкладаємо униз, Н:

Рjmax = - mj * R * щІ(1 + л) = - 0,5808 * 0,04 * 455,3І * (1 + 0,25) = 6094,9;

а з точки В уверх, Н:

Рjmin = mj * R * щІ(1 - л) = 0,5808 * 0,04 * 455,3І * (1 - 0,25) = 3611,9

Отримані точки з'єднуємо, з точки Е перетинання цієї прямої з відрізком АВ відкладаємо уверх розмір 3 mj RщІл = 3 * 0,5808 * 0,04 * 455,3І * 0,25 = 3611,9 Н.

Таким чином після необхідних креслень ми отримаємо діаграму Рj = f(Sn).

Діаграму сил інерції розвертають по куту повороту кривошипа за методом Брікса, одержуючи Рj = f(ц).

6.4 Сумарні сили

Початковою силою, що обумовлює динамічне навантаження на кривошипний механізм, є сумарна сила Р, чинна по осі циліндра і рівна алгебраїчній сумі сил, Н: Р = РГ + Рі.

Побудова кривої зміни сумарної сили Р від кута повороту кривошипа проводиться графічним підсумовавунням ординат кривих Рr = f(ц) і Рj = f(ц). Аналітичне визначення сил, що діють у кривошипно-шатунному механізмі, проводяться по формулах, Н:

Сила, що діє уздовж шатуна S = Р/(1/cosв)

Нормальна сила N = Рtg в

Сила, що діє по радіусу кривошипа К = Р[cos (ц + в)/cosв]

Тангенціальна сила Т = Р[sin(ц + в)/cosв]

Значення цих сил у ньютонах в залежності від кута повороту кривошипа зведені у Таблиці 5, кН:

Графічно виконую визначення значення і знака тангенціальних сил.

6.5 Крутний момент одного циліндра

Нм: Мкрц = ТR масштаб крутного моменту, Нм/мм: Мм=Мр FnR=66 * 0,008 * 0,04 = 0,2112Нм/мм

Мц = 4р/(і * ОА) = 0,035 рад/мм - масштаб кута повороту вала на діаграмі Мкр.

Рівномірність ходу двигуна приймаємо д = 0,01

Момент інерції мас двигуна, що рухаються, приведених до осі колінчатого вала, кг*мІ:

J0 = LНАДЛ/ дщІ =1581,6/(1* 455,3І) = 0,76 кг*мІ

7. Третій етап. Розробка та конструювання деталей двинуна

Розрахунок поршня

Найбільш напруженим елементом поршневої групи є поршень. Він сприймає високі газові, інерційні та теплові навантаження, тому при його виготовленні до матеріалу пред'являються підвищені вимоги.

На основі даних розрахунку:

Діаметр поршня D =71 мм;

Хід поршня S = 78 мм;

Максимальний тиск сгорання рz = 9,527 МПа;

Площа поршня Fп = 0,008 мІ;

Найбільша нормальна сила Nmax = 0,00345 МН при ц = 480?;

Маса поршневої групи mn = 1,2 кг;

Частота обертання nx.x. max = 5000

л = 0,25

Відповідно існуючим співвідношенням приймаємо:

Висоту поршня Н = 115,6 мм (Н/D);

Висоту юбки поршня hю = 57 мм (hю/D);

Радіальну товщину кільця t = 4 мм (t/D);

Радіальний зазор кільця у канавці поршня Дt = 0,8мм;

Товщину стінки поршня s = 7 мм (s/D);

Товщину верхньої кільцевої перемички hп = 4мм (hп/D);

Число масляних каналів у поршні n'м = 6;

Діаметр масляних каналів у поршні dм = 1,5 мм (dм/а);

а = 3 мм (висота кільця).

Матеріал поршня та гільзи циліндра - алюмінієвий сплав, б = 22 * 10? 1/К;

Рисунок 1. Схема поршня

Напруження стиску у перерізі х - х

Площа перерізу х - х:

Fх - х = (р/4) * (dІк - dІі) - n'м * Fґ = [(3,14/4) * (65,4І - 51,4І) - 6 * 21] * 10= = [0,785 * 1635,2 - 126] * 10?= 0,001157 мІ

де

dк = D - 2 * (t + Дt) = 75 - 2 * (4 + 0,8) = 75 - 9,6 = 65,4 мм;

dі = D - 2 * (s + t + Дt) = 80 - 2 * (7 + 4 + 0,8) = 75 - 23,6 = 51,4 мм;

Fґ = dм * (dк - dі)/2 = 1,5 * (65,4 - 51,4)/2 = 1,5 * 14 = 21 мм.

Максимальна стискуюча сила, МН:

Рzmax = Рz * Fп = 10,332 * 0,008 = 0,08266

Напруження стиску, МПа

уст = Рzmax/ Fх - х = 0,08266/0,0012 = 68,8

Напруження розриву у перерізі х - х:

Максимальна кутова швидкість холостого ходу, рад/с:

щх - хmax = р nх - хmax/30 = (3,14 * 4350)/30 = 455,3

Маса головки поршня з кільцями, розташованими вище перерізу х - х, кг:

mх - х = 0,6 * mп = 0,6 * 1,2 = 0,72

Максимальна сила, що розриває, МН:

Рj = mх - х * R * щІх - хmax * (1 + л) = [0,72 * 0,04 * 455,3І * (1 + 0,25)] * 10= 0,074

Напруження розриву, МПа:

уР= Рj / Fх - х = 0,074/0,001208 = 4,5

Напруження у верхній кільцевій перемичці:

зрізу, МПа

ф = 0,0314 * Рz * D/hп = 0,0314 * 10,332 * 75/4 = 6,08

згинання, МПа

усг = 0,0045 * Рz * (D/hп)І = 0,0045 * 10,332 * 75/4 = 0,87

складне, МПа

уУ = vуІсг + 4фІ = v 18,6І + 4 * 6,4І = v345,96 + 163,84 = 22,5

Питомий тиск поршня на стінку циліндра, МПа:

q1 = Nmax/ (hю*D) = 0,00345/(0,057*0,075) = 0,81

q2 = Nmax/ (Н*D) = 0,00345/(0,1156 *0,075) = 0,39

Діаметри головки та юбки поршня, мм:

DГ = D - ДГ = D - 0,006*D = 75 - 0,45 = 74,55

DЮ = D - ДГ = D - 0,002*D = 75 - 0,15 = 74,85

Діаметральні зазори у гарячому стані, мм

ДГ = D*[1+бЦ * (ТЦ - ТО)] - DГ*[1+бП * (ТГ - ТО)] = 75*[1+22*10? * (388 - 293)] - 74,85 *[1+22*(10?)* (553 - 293)] = 75,26665 - 75,07425 = 0,1924

ДЮ = D*[1+бЦ * (ТЦ - ТО)] - DЮ*[1+бП * (ТЮ - ТО)] = 75*[1+(11*10) * (388 - 293)] - 74,85 *[1+(11*(10?)) * (450 - 293)] = 75,0851 - 74,9793 = 0,1058

де бЦ = бП = 22*10? 1/К коефіцієнти лінійного розширення матеріалів поршня та циліндра;

ТЦ = 338, ТГ = 553, ТЮ = 450 К віддповідно температури стінок циліндра, головки та юбки поршня в робочому стані прийняті з урахуванням рідинного охолоджен-ня двигуна.

Розрахунок поршневого пальця

Під час роботи двигуна поршневий палець попадає під дію змінних навантажень, що приводять до виникнення напружень згинання, зсуву, зминання та овалізації.

Розрахунок поршневого пальця включає визначення питомих тисків пальця на втулку верхньої головки шатуна та на бобишки, а також напруження від згинання, зрізута овалізації.

Відносно існуючим відношенням приймаємо:

Зовнішній диаметр пальця dп = 35мм (dп/ D);

Внутрішній діаметр пальця dв = 21 мм (dв/ D;

Довжину пальця lп = 86 мм (lп/ D);

Довжину втулки шатуна lш = 46 мм (lш/ D);

Відстань між торцями бобишек b = 40 мм (b / D);

Матеріал поршневого пальця - сталь 12ХН3А, Е = 2,2*10?

Палець плавуючого типу.

Розрахункова сила, що діє на поршневий палець:

газова, МПа

Рzmax = Рzmax * Fп = 10,332 * 0,008 = 0,08266

Інерційна, МПа

Рj = - mп * R * щІ * (1 + л) = [- 0,824 * 0,04 * 314І * (1 + 0,25)] * 10? = 0,0041

де щ = р * nN/30 = (3,14 * 3000)/30 = 314 с

розрахункова

Р = Рzmax - к * Рj = 21 - 0,72 * 0,0041 = 0,08266 - 0,0029 = 0,07976 МПа

Питомий тиск пальця на втулку поршневої головки шатуна, МПа

qш = Р/(dп * lш) = 0,07976/(0,035 * 0,046) = 0,08266 / 0,000161 = 513,4

Питомий тиск пальця на бобишки, МПа

qб = Р/[ dп * (lп - b)] = 0,07976 /[ 0,035 * (0,086 - 0,04)] = 0,08266 /0,00161 =51,34

Напруження згинання в середньому перерізі пальця, МПа

усг = [Р * (lп + 2b - 1,5 * lш)]/[1,2 * (1 - б?) * dіп] = [0,08266 *(0,086 + 2 * 0,04 - 1,5 * 0,046)]/ [1,2 * (1 - 0,6?) * 0,035і] = 138,24

де б = dв/dп = 21/36 = 0,6

Дотичні напруження зрізу в перерізах між бобишками і головкою шатуна, МПа

ф = [0,85 * Р * (1 + б + бІ)]/[(1 - б?) * dІп] = [0,85 * 0,07976 * (1 + 0,6 + 0,6І)]/[(1 - 0,6?) 0,035І ] = 99,55

Найбільше збільшення горизонтального діаметру пальця при овалізації, мм

Д dп max = [(1,35 * Р)/(Е * lп)] * [(1 + б)/(1 - б)]і * [0,1 - (б - 0,4)і] = [(1,35 * 0,07976)/(2,2 * 10? * 0,086)] * [(1 + 0,6)/(1 - 0,6)]і * [0,1 - (0,6 - 0,4)і] = 0,024

Напруження овалізації на зовнішній поверхні пальця:

В горизонтальній площині (точки 1, Ш = 0?), МПа

уб 0? =(15 * Р)/(lп * dп) * [0,19 * {(2 + б)(1 + б)/( 1 - б)І} - 1/ 1 - б)]* [0,1*(б -0,4)і] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035) * [0,19 * {(2 + 0,6)(1 + 0,6)/( 1 - 0,6)І} - 1/ 1 - 0,6)]* * [0,1*(0,6 - 0,4)і] = 72,89

В вертикальній площині (точки 3, Ш = 90?), МПа

уб 90? =(15*Р)/(lп*dп) * [0,174 * {(2+б)(1 + б)/(1-б)І * б} + 0,636/(1-б)]*[0,1 - (б - 0,4)і] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035І) * [0,174 * {(2+0,6) * (1 + 0,6) / (1-0,6)І * 0,6} + 0,636 / (1 -0,6)]*[0,1 - (0,6 - 0,4)і] = - 184,98

Напруження овалізації на внутрішній поверхні пальця:

В горизонтальній площині (точки 2, Ш = 0?), МПа

уі 0? =(15 * Р)/(lп * dп) * [0,19 * {(2 + б)(1 + б)/( 1 - б)І * б} + 1/(1 - б)]* [0,1*(б -0,4)і] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035) * [0,19 * {(2 + 0,6)(1 + 0,6)/( 1 - 0,6)І * 0,6} + + 1/ 1 - 0,6)] * [0,1*(0,6 - 0,4)і] = - 288,97

В вертикальній площині (точки 4, Ш = 90?), МПа

уі 90? =(15*Р)/(lп*dп) * [0,174 * {(2+б)(1 + б)/(1-б)І + 0,636/(1-б)]*[0,1 - (б -0,4)і] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035І) * [0,174 * {(2+0,6) * (1 + 0,6) / (1-0,6)І -0,636 / (1-0,6)]*[0,1 - (0,6 - 0,4)і] = 145,14

8. Четвертий етап. Розрахунок систем двигуна

Розрахунок системи мащення.

Розрахунок масляного насосу

Загальна кількість тепла, виділеного паливом на протязі 1с, визначається за даними теплового розрахунку Q0 = 105,1 кДж/

Кількість тепла,відведеного від маслом від двигуна:

Qм = 0,026 * Q0 = 0,026 * 105,1 = 2,73 кДж/с

Теплоємкість масла см = 2,094 кДж/(кг*К)

Щільність масла см = 900 кг/мі

Температура нагріву масла в двигуні ДТм = 10 К

Циркуляційна витрата масла

VЦ = Qм/(см см ДТм) = 2,73/(900 * 2,094 * 10) = 2,73/18846 = 0,00014 мі/с.

Циркуляційна витрата з урахуванням стабілізації тиску масла у системі

V' = 2VЦ = 2 * 0,00014 = 0,00028 мі/с.

Об'ємний коефіцієнт подачі

зн = 0,8

Розрахункова продуктивність насоса

Vр = V'/ зн = 0,00028/0,8 = 0,00035 мі/с.

Модуль зачеплення зуба m = 5мм = 0,005м.

Висота зуба h = 2m = 2 * 5 = 10мм = 0,01 м.

Число зубців шестерні z = 8.

Діаметр початкового кола шестерні D0 = m z = 8 * 5 = 40мм = 0,04м.

Діаметр навколищнього кола шестерні D = m (z + 2) = 5 * (8 + 2) = 50мм = 0,05м.

Механічний ККД масляного насоса зм.н = 0,89

Потужність, що витрачається на привід масляного насоса, кВт:

NН = Vрр/(зм.н * 10і) = 0,00035 * 5 * 10?/(0,89 * 10і) = 0,196

Розрахунок системи охолодження

Розрахунок водяного насоса

За данними теплового балансу кількість тепла, відведеної від двигуна рідиною: Qв = 55768,9 Дж/с; середня теплоємкість води сж = 4187 Дж/(кг*К); середня щільність води сж = 1000 кг/мі. Натиск, що здійснюється насосом, приймається рж = 80000 Па, частота обертання насоса nв.н = 2000 об/хв.

Циркуляційна витрата води у системі охолодження

Gж = Qв/(сж сж ДТж) = 55768,9 /(4187*1000*10) =0,0013 мі/с,

де ДТж = 10 - температурний перепад води при вимушеній циркуляції, К.

Розрахункова потужність потужність насоса

Gжр = Gж/з = 0,0013/0,84 = 0,0015 м/с,

де з =0,84 - коефіцієнт подачі насосу.

Радіус вхідного отвору крильчатки

r1 = v Gжр/(рс1) + rІ0 = v0,0015/(3,14 * 1,7) + 0,02І = v0,0015/5,3384 = 0,0167м,

де с1 = 1,7 - швидкість рідини на вході у насос, м/с;

r0 = 0,02 - радіус ступіци крильчатки, м.

Колова швидкість потоку рідини на виході з колеса

u2 = v1 + tgб2ctgв2 * v рж/вжзh = v1 + tg8?ctg40? *v 80000/(1000 * 0,66) = 11,9м/с

де б2 = 8?, а в2 = 40?; зh = 0,66 - гідравлічний ККД насоса.

Радіус крильчатки колеса на виході

r2 = 30 u2/(р nв.н) = 30 * 11,9/(3,14 * 2000) = 0,057 м.

Колова швидкість входа потока

u1 = u2 * r1/ r2 = 11,9 * 0,0068/0,057 = 6,9м/с

Кут між швидкостями с1 та u1 приймається б1 = 90?, при цьому

tgв1 = с1/ u1 =1,7/6,9 = 0,246 > в1 = 15°38ґ

Ширина лопатки на вході

b1 = Gжр/(2р r1 - zд1/sin в1) с1 = 0,0015/(2*3,14 * 0,0068 - 6 * 0,004/sin 15°38ґ) * 1,7 = 0,004 м

де z = 6 - число лопаток на крильчатці насоса;

д1 = 0,004 - товщина лопаток у входа, м.

Радіальна швидкість потока на виході з колеса

сr = (Рж tgб2)/(сж зh u2) = (80000 tg8?)/(1000 * 0,66 * 11,9) = 1,43 м/с

Ширина лопатки на виході

b2 = Gжр/(2р r2 - zд2/sin в2) сr = 0,0015/(2*3,14 * 0,057 - 6 * 0,004/sin40?)1,43 = 0,0105 м.

Міцність, яку споживає рідинний насос:

Nв.н. = Gжр рж/1000 зм = (0,0015 * 80000)/(1000 * 0,84) = 0,5 кВт

де зм =0,84 - механічний ККД рідиного насосу.

Розрахунок системи газорозподілу

Для газообміну в існуючих автомобілях і тракторних двигунах застосовуються клапанні механізми, виконані в більшості випадків по двом конструктивним схемам: з верхнім та нижнім розташуванням клапанів. Проектований двигун містить механізм газорозподілу з верхнім розташуванням клапанів (по одному впускному та випускному).

Рисунок 2. Схема клапана

Проектування механізму газорозподілу починається з визначення прохідного перерізу сідла клапана Fкл

Fкл = Vпср * Fп/(ікл * щвп) = 14,5 * 0,008/(1 * 105) = 11 смІ

де Vпср = 14,5 м/с - середня швидкість поршня;

Fп = 0,008 мІ - площа поршня;

ікл = 1 - число одноіменних клапанів;

щвп =45 м/с - швидкість клапана у проходному перерізі клапана.

Враховуючи, що через горловину проходить стебло клапана, їїплощу звичайно приймають Fгор = (1,1-1,2)Fкл = 1,15 * 11 = 12,65 смІ

Діаметр горловини обмежується можливість розташування клапанів у головці блока при заданому диаметрі

dгор = v4 * Fгор/ р = v4 * 12,65/3,14 = 4 см.

Максимальна висота підйому клапана при куті фаски клапана б = 45є

hкл = v4,93 * dІгор + 4,44 * Fкл/2,2 - dгор = v4,93 * 4І + 4,44 * 11/2,22 - 4 = 1,09 см.