Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Произвести расчёт четырёхтактного двигателя с распределенным впрыском топлива и электронным управлением системой питания и зажигания, предназначенного для легкового автомобиля. Эффективная мощность N_e = 70 кВт при частоте вращения n = 4500 мин^-1.

Двигатель четырёхцилиндровый, i = 4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия е = 8,8. Давление окружающей среды р₀ = 0,10 МПа (750 мм рт. ст.). Температура Т₀ = 298 К. (t = 25⁰С).

1. Тепловой расчет

1.1 Параметры свежего заряда

Топливо. В соответствии с заданной степенью сжатия е = 9,8 принимаем бензин марки Премиум - 95.

Низшая теплота сгорания топлива

1.1.1 Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива ()

1.1.2 Коэффициент избытка воздуха ()

На бензиновых двигателях легковых автомобилей с распределённым впрыском топлива коэффициент избытка воздуха находится в пределах б = 0,90 - 1,10. С целью получения приемлемой экономичности и снижения в отработавших газах оксидов азота NO₂ принимаем б = 0,96.

1.1.3 Количество свежего заряда ()

Принимаем молекулярную массу паров топлива (бензина)

1.2 Параметры рабочей смеси в конце впуска

1.2.1 Давление в конце впуска ()

Учитывая отсутствие карбюратора, принимаем о_вп = 0,87:

.

1.2.2 Подогрев свежего заряда на впуске

С учётом жидкостного охлаждения и наличие устройства для подогрева свежего заряда принимаем ?Т = 5 ⁰С.

1.2.3 Параметры остаточных газов

На рассчитываемом двигателе предусматривается установка глушителя и нейтрализатора отработавших газов. Учитывая заданную частоту вращения коленчатого вала, принимаем коэффициент сопротивления выпускной системы о_вып = 1,16. Тогда давление

Температуру остаточных газов принимаем среднему значению Т_r = 1000 К.

Коэффициент остаточных газов

Так как двигатель без наддува, то можно принять коэффициенты дозарядки о_доз, очистки о_оч и отношение теплоёмкостей о равными единице.

Тогда

1.2.4 Количество рабочей смеси (М)

1.2.5 Температура рабочей смеси (Т_а)

Так как влияние отношения теплоёмкостей о незначительно (не более 1⁰), то в расчётах принимают о = 1.

Температура рабочей смеси в конце впуска для двигателей без надува

1.2.6 Коэффициент наполнения (з_н)

Коэффициентом наполнения называется отношения действительного количества свежего заряда, поступившего в цилиндр, к тому количеству, которое могло бы заполнить рабочий объём при условиях на впуске (окружающей среды).

1.3 Процесс сжатия

При расчёте цикла необратимых термодинамических процессов продолжительность процесса сжатия принимается равной 180⁰ (от НМТ до ВМТ). В действительности он начинается после закрытия впускных органов и заканчивается не доходя до ВМТ в момент начало сгорания (быстрого нарастания давления), т.е. его продолжительность составляет 100…130⁰ п.к.в. Основными показателями процесса сжатия являются конечные значения давления р_а и температуры Т_с.

Давление и температуру в конце сжатия вычисляем по уравнениям

С учётом жидкостного охлаждения закрытого типа, относительно невысокой частоты вращения коленчатого вала и испарения бензина принимаем n₁ = 1,36.

1.4 Процесс сгорания

Целью расчёта процесса сгорания в необратимых термодинамических циклах являются определения параметров рабочего тела к началу процесса расширения (давления р_z и Т_z).

При расчёте необратимых термодинамических циклов определение температуры Т_z производится с помощью уравнения баланса энергии

где

U_z и U_c - внутренние энергии сгорания и свежего заряда соответственно в конце и начале сгорания; ?pdV - работа, совершаемая газами на участке сгорания (в теоретическом цикле при р = const); Q₁ - количество теплоты, выделавшейся при сгорание топлива.

Расчёт параметров процесса сгорания

Количество продуктов сгорания

Так как б = 0,96 < 1, то сгорание будет не полным и продукты сгорания будет включать в себя следующие компоненты:

Количество оксида углерода

где коэффициент К = 0,45…0,50. В данном расчёте принимается К = 0,5.

Количество диоксида углерода

Количество водорода

.

Количество водяного пара

.

Количество азота

Общие количество продуктов сгорания

.

Объёмные доли компонентов в продуктах сгорания

аналогично

Коэффициент молекулярного изменения:

- горючей смеси

Температура продуктов сгорания Т_z в конце сгорания определяем по уравнению

Коэффициент использование теплоты с учётом применения распределённого впрыска топлива принимаем о_z = 0,86.

Низшая теплота сгорания бензина среднего состава

Н_u = 44000 кДж/кг

Количество теплоты, потерянной вследствие химической неполноты сгорания бензина при б = 0,96

Температура в конце сжатия .

Мольную теплоёмкость воздуха при постоянном объёме в конце сжатия определяем методом интерполирования

Мольная теплоёмкость остаточных газов при t = 489 ⁰С определяется последовательность интерполированием и коэффициенту избытка воздуха

при б = 0,95

Значение постоянных известных величин в уравнении баланса энергии

Для определения t_z значения теплоёмкости продуктов сгорания представляем в виде формул



Расчётное давление в конце сгорания (максимальное давление газа в цикле):

Действительное максимальное давления в конце сгорания

Степень повышения давления при сгорании

1.5 Расчёт параметров процесса расширения

Давление и температура газа в конце расширения



Средней показатель политропы расширения n₂ принимаем по значению показателя адиабаты k₂ с учётом поправки

Показатель адиабаты расширения k₂ находим по номограмме. Для е = 8,8; б = 0,96; Т_z = 2698 К показатель k₂ = 1,254.

Проверяем правильность принятия р_r = 0,1160 МПа и Т_r = 1000 К при расчёте г_r.

Параметры р_r и Т_r приняты правильно.

1.6 Определение индикаторных показателей цикла

Расчётное среднее индекаторное давление

Принимаем коэффициент полноты диаграммы ц_п = 0,96

Действительное среднее индикаторное давление

Индикаторный КПД при р_к = р_о и Т_к = Т_о

1.7 Расчёт эффективных показателей

С учётом относительно невысокой частоты вращения коленчатого вала принимаем среднюю скорость поршня W_п.с. = 12,5 м/с.

Предварительно приняв отношения хода поршня к диаметру цилиндра S/D ? 1, определяем условное среднее давление механических потерь (параметры прототипа: S/D = 0,8736).



1.8 Определение размеров цилиндра и показателей двигателя

Рабочий объём цилиндра

S/D = 0,8736 по прототипу.

Диаметр цилиндра

Предварительно принимаем D = 95 мм., S = 83 мм.

Средняя скорость поршня

Отличие от ранее принятого W_п.с. = 11,8 составляет

Окончательно принимаем D = 95 мм., S = 83 мм.

Рабочий объём цилиндра

Рабочий объём (литраж) двигателя

Номинальная (максимальная) мощность

Литровая мощность

Поршневая мощность

Часовой расход топлива

Эффективный крутящий момент

1.9 Построение индикаторной диаграммы

Объём камеры сжатия

Полный объём цилиндра

Давления для построения политроп вычисляем по формулам

- Сжатие

- Расширение

Параметры политроп сжатия и расширения

VX, дм3	Сжатие	Расширение
	рХ, МПа	рХр, МПа
0,663	0,0870	0,4330
0,650	0,0894	0,4438
0,600	0,0997	0,4904
0,550	0,1122	0,5466
0,500	0,1277	0,6156
0,450	0,1474	0,7021
0,400	0,1730	0,8132
0,350	0,2074	0,9605
0,300	0,2558	1,1642
0,250	0,3278	1,4614
0,200	0,4440	1,9303
0,150	0,6566	2,7635
0,100	1,1397	4,5823
0,075	1,6854	6,5600

1.10 Внешний тепловой баланс двигателя

Уравнение теплового баланса принимаем в следующем виде:

Теплота, выделившаяся при сгорании топлива:

Теплота, эквивалентная эффективной работе:

Теплота, отведённая в систему охлаждения:

Коэффициент пропорциональности для четырёхтактных двигателей без масляного радиатора С = 0,45…0,50. Принимаем С = 0,49.

Показатель степени m = 0,6…0,7. Принимаем m = 0,65.

Теплота, теряемая с отработавшими газами

При б = 0,98:

Теплоёмкость свежего заряда (воздуха)

Теплота, потерянная из-за неполноты сгорания топлива

Остаточный член

2. Динамический расчет

Целью динамического расчета является определение сил и моментов, действующих в двигателе, в результате чего получаются исходные данные для оценки его уравновешенности, равномерности хода на наиболее неблагоприятных режимах его работы и соответствующим им нагрузкам для прочностного расчета деталей ДВС.

2.1 Исходные данные для динамического расчёта

Принимаем исходные данные такими же, как у прототипа (ВАЗ-2112).

Масса поршневой группы m_п = 0,490 кг

Масса шатуна m_ш = 0,743 кг

Длина шатуна l_ш = DL = 0,120 м

Диаметр шатунной шейки D_шш = DH = 48,0 мм

Рабочая длина шатунной шейки l_шш = DLH = 18,0 мм

Диаметр коренных шеек D_кш = DK = 50,0 мм

Рабочая длина коренной шейки l_кш = DLK = 21,0 мм

2.2 Приведение масс кривошипно-шатунного механизма

Масса возвратно-поступательно движущихся частей:

m_j = VJ1 = m_п + 0,3 m_ш = 0,490 + 0,3 0,743 = 0,7125 кг

Масса шатуна, отнесённая к оси шатунной шейки:

m_шк = VJ2 = 0,7 m_ш = 0,7 0,743 = 0,520 кг

Приведённая масса шатунной шейки:

m_шш = VJH = p l (D² - d²) g / 4

m_шш = 3,14 50 10^-3 ?(48,0² - 12,0²) 10^-6 7,8 10³ / 4 = 0,157 кг

Приведённые массы щёк:

Принимаем r_щ?= 0,020 м, V = 75 10^-6 м³. Тогда:

m_щ = VJC = V ?g----r_щ?/ r =75 10^-6 7,8 10³ 0,02 / 0,04 = 0,078 кг

3. Уравновешивание двигателя

Рис. 1. Схема сил инерции, действующих в рядном 4-х цилиндровом двигателе

двигатель четырехтактный автомобиль тепловой

Условия уравновешенности:

Kr =0; Рi1 =0; Рi2 =0;

Мr=0; Мi1=0; Мi2 =0;

Двигатель полностью уравновешен, если при установившемся режиме работы силы и моменты, действующие на его опоры постоянны по величине и направлению.

Для рядного четырехцилиндрового двигателя:

Центробежные силы инерции для всех цилиндров равны и взаимно уравновешенны. Равнодействующая и момент этих сил равны нулю: Kr =0; Мr =0.

Силы инерции первого порядка и их моменты при данной конструкции коленчатого вала взаимно уравновешиваются: Рi1=0; Мi1=0.

Силы инерции 2 го порядка для всех цилиндров равны и направленны в одну сторону.

Рi2мах=4Рi2мах= с cos 2+2 с cos2 (180+)+сcos 2 (360+)=4с cos2,

где с=mi R 2; = n /30=586 c-1; = R /Lш =0,0355/0,120=0,3; =0,

тогда Рi2 мах=4*0,3*0,7125*0,0355*5862*10-3=10,4 кН.

Суммарный момент сил инерции второго порядка равен нулю: Мi2 =0.

Вывод: неуравновешенными остались только силы инерции второго порядка. Их можно уравновесить только с помощью дополнительных балансирных валов, вращающихся с удвоенной частотой вращения, но в связи с незначительной величиной Рi2 и с целью упрошения конструкции они оставлятся неуравновешенными.

Для уменьшения нагрузок на коренные подшипники коленчатого вала на продолжениях щек устанавливаются противовесы.

Мпр= mi R /2=0,7125*0,0355/2*0,06=275 г.

4. Расчёт деталей на прочность

4.1 Расчёт поршневой группы

Рис. 2. Схема поршневой группы

Диаметр поршня D = 84 мм

Высота поршня H = 65 мм

Высота юбки поршня h_ю = 45 мм

Масса поршневого комплекта m_п = 0,490 кг

Толщина стенки головки поршня s = 6 мм

Высота кольца a = 2 мм

Число масляных каналов n_м = 6

Диаметр масляного канала d_м = 1 мм

Площадь поршня F_п = 5,54210^-3 м²

Наружный диаметр пальца d_п = 22 мм

Внутренний диаметр пальца d_в = 12 мм

Длина пальца…………………………l_п = 70 мм

Длина поршневой головки шатуна l_ш =28 мм

Расстояние между торцами бобышек b = 32 мм

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна l?= R / L_ш = 0,295

Толщина первой кольцевой перемычки h_кп = 4 мм

Радиальная толщина компрессионного кольца t = 3,5 мм

Материал поршня - алюминиевый сплав АК12ММгН (a_п = 2210^-6 К^-1)

Материал гильзы цилиндра - чугун СЧ 24 (a_ц = 1110^-6 К^-1)

Материал поршневого пальца Сталь 45

Механические характеристики стали 45:

предел выносливости при симметричном цикле при изгибе s_-? = 340 МПа;

предел прочности при изгибе s_В?= 750 МПа.

4.1.1 Расчёт поршня

Напряжение сжатия в сечении х-х:

s_сж = P_{z Д} / F_x-x = 0,043 / 1,1271Ч10^-3 = 33,8 МПа,

где P_{z Д}= p_{z Д}ЧF_п = 7,8094Ч5,542Ч10^-3 = 0,043 МН - максимальная сжимающая сила;

F_x-x = (0,25ЧpЧ(d_к² - d_i²) - n_мЧf_м) = (0,25Ч3,14Ч(75,4² - 63,4²) - 6Ч6)Ч10^-6 = 1,271Ч10^-3 м² - площадь сечения х-х,

где d_к = D - 2Ч(t + Dt) = 84 - 2Ч(3,5 + 0,8) = 75,4 мм;

d_i = D - 2Ч(s + t + Dt) = 84 - 2Ч(6 + 3,5 + 0,8) = 63,4 мм;

f_м = d_мЧ(d_к - d_i)?2 = 1,0Ч(75,4 - 63,4)/2 = 6,0 мм².

Напряжение разрыва в сечении х-х:

s_р = P_{j p} / F_x-x = 0,00468 / 1,0271Ч10^-3 = 3,7 [10] МПа,

где P_{j p} = m_x-xЧRЧw_xx²Ч(1 + l) = 0,245Ч0,0355Ч644,7²Ч(1 + 0,295)Ч10^-6 = 0,00468 МН - максимальная разрывающая сила;

m_x-x =?0,5Чm_п =?0,5Ч0,490 = 0,245 кг - масса головки поршня с кольцами, расположенная выше сечения х-х;

w_х-х?=--pЧn_хх??30--=?3,14Ч1,1Ч5600?30 = 644,7 с^-1 - максимальная угловая скорость холостого хода.

Напряжения в верхней кольцевой перемычке:

Напряжение среза:

t_cp = 0,0314Чp_zЧ(D/h_кп) = 0,0314Ч7,8094Ч(84/4) = 5,1 МПа.

Напряжение изгиба:

s_из = 0,0045Чp_zЧ(D/h_кп)² = 0,0045Ч7,8094Ч(84/4)² = 15,5 МПа.

Суммарное напряжение:

.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

q_N = N_max / (h_юЧD) = 0,0027/(0,084Ч0,045) = 0,714 МПа < 1 МПа,

где N_max = P_{N max} Ч?F_п = 0,494Ч5,542Ч10^-3?= 0,0027 МН.

Диаметры головки и юбки поршня:

D_г = D - D_г = 84 - 0,672 = 83,328 мм,

где D_г = 0,008ЧD = 0,008Ч84 = 0,672 мм;

D_ю = D - D_ю = 84 - 0,252 = 83,748 мм,

где D_ю = 0,003ЧD = 0,003Ч84 = 0,252 мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

D'_г = D_г + DЧa_цЧDt_ц - D_гЧa_пЧDt_п = 0,672 + 84Ч11Ч10^-6Ч95 - 83,328Ч22Ч10^-6Ч310 = 0,191 мм;

D'_ю = D_ю + DЧa_цЧDt_ц - D_юЧa_пЧDt_ю = 0,252 + 84Ч11Ч10^-6Ч95 - 83,748Ч22Ч10^-6Ч150 = 0,063 мм,

где Dt_ц = 95 C; Dt_п = 310 C;?Dt_ю = 150 C приняты с учётом жидкостного охлаждения.

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

4.2 Расчёт шатунной группы

При работе двигателя шатун подвергается воздействию знакопеременных газовых и инерционных сил, а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. Поэтому принимается в качестве материала для изготовления шатуна проектируемого двигателя легированную сталь 45Г2, обладающая высоким сопротивлением усталости. Для повышения усталостной прочности шатуна назначается следующий вид механико-термической обработки - обдувка дробью, закалка и отпуск.

Исходные данные:

Наружний диаметр поршневой головки d_г = 32 мм

Внутренний диаметр поршневого пальца d_в = 12 мм

Минимальная радиальная толщина стенки головки h_г = 5,0 мм

Расстояние между шатунными болтами С_б = 62 мм

Номинальный диаметр шатунного болта d = 10 мм

Шаг резьбы шатунного болта t = 1,5 мм

Материал шатуна сталь 45Г2

Диаметр поршневого пальца d_п = 22 мм

Длина поршневой головки шатуна l_ш = 28 мм

Длина кривошипной головки l_к = 28 мм

Диаметр шатунной шейки d_шш = 48,0 мм

Толщина стенки вкладыша t_в = 2,2 мм

Размер a_ш = 5 мм

Размер b_ш = 15 мм

Размер h_ш = 25 мм

Размер t_ш = 5 мм

Длина шатуна L_ш = 120 мм

Модуль упругости Е_ш = 2,210⁵ МПа

Материал шатунных болтов сталь 40ХН2МА

5. Расчёт механизма газораспределения

Схема пружинного узла

5.1 Расчёт пружин клапана

Для увеличения надёжности и уменьшения габаритов пружинного узла предусматриваем по две пружины на каждый клапан, но в связи с уменьшением массы клапана достаточно одной пружины.

Максимальная сила упругости пружины:

Жёсткость пружины:

C = P_{пр max} / f_max = Р_{пр 0} / f₀ = P_{пр max} / (2 h_{кл max}) = 386,8 / (2Ч10,5) = 18,4 Н/мм.

P_{пр 0} = P_{пр max} / 2 = 386,8 / 2 = 193,4 Н;

f₀ = f_max / 2 = h_{кл max} = 10,5 мм; f_max = h_{кл max} Ч 2 = 21,0 мм.

Диаметр пружинной проволоки:

= 0,0033 м,

где c = (D_пр/d + 0,5)/(D_пр/d - 0,75) = 1,2 - принятый коэффициент, учитывающий срез витков и неравномерность напряжений по сечению витка.

Принимаем d = 3,8 мм. Уточняем c:

c = (25/3,8 + 0,5)/(25/3,8 - 0,75) = 1,11.

Касательные напряжения в пружине:

= 498,3 МПа.

Расчёт пружины на усталость:

Минимальные и максимальные напряжения:

t_max?= t_расч = 498,3 МПа;

t_min?= 0,5t_расч = 0,5498,3 = 249,1 МПа

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

t_m?= (t_max?+ t_min) / 2 = (498,3 + 249,1) / 2 = 373, МПа;

t_a?= (t_max? - t_min) / 2 = (498,3 - 249,1) / 2 = 124,6 МПа.

Запас сопротивления усталости:

n = [1,2…2,2],

где e_t--= 1,0 - коэффициент, учитывающий масштабный эффект при кручении;

y_t?= 0,2 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости при кручении.

Число рабочих витков пружины:

i_раб = = 7,24,

где G = 0,8 Ч10⁵ МПа - модуль упругости второго рода

Число полных витков пружины:

i_полн = i_раб + 2 = 7,24 + 2 = 9,24.

Шаг пружины:

t = d + D_min + (f_max / i_раб) t = 3,8 + 0,7 + (21,0 / 7,24) = 7,4 мм,

где D_min = 0,7 мм - наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.

Проверка пружины на резонанс:

Частота собственных свободных колебаний:

18223,2 мин^-1.

Частота вращения распределительного вала:

n_p = n_xx / 2 = 5600 Ч 1,1 / 2 = 3080 мин^-1.

Условия нормальной работы пружины:

(n_c / n_p) = 18223,2 / 3080 = 5,8;

(n_c / n_p) № 1, 2, 3, 4, 5, …

5.1.2 Расчёт толкателя

Изгибающий момент в толкателе от кулачка:

М = Р_{т max} Ч e = 1302,28Ч0,002 = 2,6 Н?м,

где е = V_т / w_р = 0,54 / 287,8 = 0,002 м,

где w_р = p--Ч?n_p / 30 = 3,14 Ч 2250 / 30 = 287,8 c^-1;

Р_{т max} = Р_{j Tmax} + (P_пр + Р_г) (l_к / l_т) = 632,5 + 265,4 + 404,38 = 1302,28 Н - максимальная сила от выпускного клапана, действующая на кулачок,

Прогиб распределительного вала под кулачком выпускного клапана:

0,0006 [0,05] мм.

Напряжение смятия:

s_см = = 211,76 [1200] МПа.

6. Расчёт систем двигателя

6.1 Система смазки

6.1.1 Масляный насос

Количество тепла, отводимого маслом от двигателя:

Q_м = 0,03Q₀ = 0,03493,7 = 14,8 кДж/с,

где Q₀ = H_uG_т / 3600 = 43930 40,46 / 3600 = 493,7 кДж/с - количество тепла, выделяемого топливом за 1 секунду.

Циркуляционный расход масла:

V_ц = Q_м /(_мс_мТ_м) = 14,8 / (9002,09425) = 0,00031 м³/с,

где _м = 900 кг/м³ - плотность масла;

с_м = 2,094 кДж/(кгК) - теплоёмкость масла;

Т_м = 25 К - температура нагрева масла в двигателе.

Циркуляционный расход с учётом стабилизации давления масла в системе:

V = 2V_ц = 20,00031 = 0,00062 м³/с.

Расчётная производительность насоса:

V_р = V / _н = 0,00062 / 0,8 = 0,000775 м³/с,

где _н = 0,8 - объёмный коэффициент подачи насоса.

Модуль зацепления зуба: m = 4,5 мм = 0,0045 м.

Высота зуба: h = 2m = 24,5 = 9 мм = 0,009 м.

Число зубьев шестерён: z = 7.

Диаметр начальной окружности шестерни:

D₀ = zm = 74,5 = 31,5 мм = 0,0315 м.

Диаметр внешней окружности шестерни:

D = m(z + 2) = 4,5(7 + 2) = 40,5 мм = 0,0405 м.

Частота вращения шестерни (насоса):

n_н = u_н60 / (D) = 6,3660 / (3,140,0405) = 3000 мин^-1,

где u_н = 6,36 м/с - окружная скорость на внешнем диаметре шестерни.

Длина зуба шестерни:

0,017 м.

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса:

N_н = V_рр/(_мн10³) = 0,0007754010⁴/(0,8710³) = 0,356 кВт,

где р = 4010⁴ Па - рабочее давление масла в системе;

_мн = 0,87 - механический КПД масляного насоса.

6.2 Система охлаждения

6.2.1 Водяной насос

Количество тепла, отводимого от двигателя системой охлаждения:

Q_охл = 0,3Q₀ = 0,3493,7 = 148,1 кДж/с,

где Q₀ = H_uG_т / 3600 = 43930 40,46 / 3600 = 493,7 кДж/с - количество тепла, выделяемого топливом за 1 секунду.

Циркуляционный расход охлаждающей жидкости:

G_ц = Q_охл /(_ожс_ожТ_ож) = 148,1 / (11203,75010) = 0,0035 м³/с,

где _м = 1120 кг/м³ - плотность охлаждающей жидкости;

с_м = 3,750 кДж/(кгК) - теплоёмкость охлаждающей жидкости ТОСОЛ А40М;

Т_м = 10 К - температурный перепад в радиаторе.

Расчётная производительность насоса:

G_р = G_ц / _н = 0,0035 / 0,85 = 0,0041 м³/с,

где _н = 0,85 - коэффициент подачи насоса.

Радиус входного отверстия крыльчатки:

0,029 м,

где с₁ = 1,8 м/с - скорость воды на входе в насос;

r₀ = 0,01 м - радиус ступицы крыльчатки.

Окружная скорость потока охлаждающей жидкости на выходе из колеса:

м/с,

где _h = 0,65 - гидравлический КПД насоса;

р_ж = 120000 Па - принимаемый напор, создаваемый насосом;

₂ = 10, ₂ = 45.

Радиус крыльчатки колеса на выходе:

r₂ = 30u₂ / (n_вн) = 3013,9 / (3,144000) = 0,033 м,

где n_вн = 4000 мин^-1 - частота вращения насоса.

Окружная скорость входа потока:

u₁ = u₂ r₁ / r₂ = 13,9 0,029 / 0,033 = 12,2 м/с.

Ширина лопатки на входе:

0,023 м,

где z = 4 - число лопаток на крыльчатке насоса;

₁ = 0,003 м - толщина лопаток на входе;

₁ = arctg(c₁/u₁) = arctg (1,8/12,2) = 823.

Радиальная скорость потока на выходе из колеса:

2,1 м/с.

Ширина лопатки на выходе:

0,010 м,

где ₂ = 0,003 м - толщина лопаток на выходе.

Мощность, потребляемая насосом:

N_вн = G_pр_ж / (1000_м) = 0,0041120000 / 10000,82 = 0,6 кВт,

где _м = 0,82 - механический КПД насоса.

6.2.2 Радиатор системы охлаждения

Количество воздуха, проходящего через радиатор:

G_возд = Q_охл /(с_воздТ_возд) = 148,110³ / (100030) = 4,94 кг/с,

где с_возд = 1000 Дж/(кгК) - средняя теплоёмкость воздуха;

Т_возд = 30 К - температурный перепад воздуха в решётке радиатора.

Массовый расход охлаждающей жидкости через радиатор:

G_ж = G_рж = 0,00411120 = 4,59 кг/с.

Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор:

328,0 К,

где Т_{возд.вх} = 313 К - расчётная температура воздуха перед радиатором.

Средняя температура охлаждающего жидкости в радиаторе:

358,0 К,

где Т_ож.вх = 363 К - расчётная температура охлаждающей жидкости перед радиатором.

Поверхность охлаждения радиатора:

30,85 м²,

где К = 160 Вт /(м²К) - коэффициент теплопередачи для радиаторов легковых автомобилей.

6.2.3 Вентилятор системы охлаждения

Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе:

_возд = р₀10⁶ /(R_вТ_{ср.возд}) = 0,110⁶ /(287328) = 1,06 кг/м³.

Производительность вентилятора:

G_возд = G_возд / _возд = 4,94 / 1,06 = 4,66 кг/с.

Фронтовая поверхность радиатора:

F_фр.рад = G_возд / _возд = 4,66 / 25 = 0,186 м²,

где _возд = 25 м/с - скорость воздуха перед фронтом радиатора без учёта скорости движения автомобиля.

Диаметр вентилятора:

0,487 м.

Окружная скорость вентилятора:

68,7 м/с,

где _л = 2,5 - безразмерный коэффициент для криволинейных лопастей;

р_тр = 800 Па - принимаемый напор, создаваемый вентилятором.

Частота вращения вентилятора:

n_вент = 60u /(D_вент) = 6068,7 / (3,140,487) = 2696 мин^-1.

Мощность, затрачиваемая на привод осевого вентилятора:

N_вент = G_воздр_тр / (1000_вент) = 4,66800 / 10000,65 = 5,7 кВт,

где _вент = 0,65 - КПД литого вентилятора.

Размещено на Allbest.ru