Таблица 71

gNe Iffl 220 • 233 • 4 • . 120трт

= 97,5 ММ*/ЦИКЛ.

120 • 2600 • 8 • 0.842

Коэффициент подачи насоса = 0,75. Теоретическая подача секции топливного насоса

Ут = = 97,5/0,75 = 130 мм«/цикл.

Полная производительность секции насоса

= 3,1Ут = 3,1 • 130 = 402 ммз/цикл.

Отношение хода плунжера к диаметру принимаем равным

Диаметр плунжера

У S„Jdn„ у 3.14-1

= б мм.

Полный ход плунжера

5пл = й?пл5„л/4л = 8 • 1 = 8 мм. Активный ход плунжера

5акт = WjidL) = 4 . 130/(3,14 - 82) = 2,6 мм.

Форсунка

Форсунки служат для распыливания и равномерного распределения топлива по объем}»! камеры сгорания дизеля и выполняются открытыми и закрытыми. В закрытых форсунках, распыливающие отверстия сообщаются с трубопроводом высокого давления только в период подачи топлива. В открытых форсунках эта связь постоянна.

Расчет форсунки сводится к определению диаметра сопловых отверстий.

Объем топлива (мм*/цикл), впрыскиваемого форсункой за один рабочий ход четырехтактного дизеля (цикловая подача):

>ц = ЯА- IWOmp,).

Время истечения топлива (с)

Л/ = Дф/(п6),

где Дф - угол поворота коленчатого вала, град.

Продолжительность подачи Дф задают в зависимости от типа смесеобразования дизеля. При пленочном смесеобразовании Дф = 15 ч- 25° поворота коленчатого вала, а при объемном, где требуется более высокая скорость впрыска, Дф = 10 ч- 20°.

Средняя скорость истечения топлива (м/с) через сопловые отверстия распылителя определяется по формуле

(458)

где РФ - среднее давление впрыска топлива, Па; р = (р\ -\- р )/2 -среднее давление газа в цилиндре в период впрыска. Па; р" .w. р - давления в конце сжатия и сгорания, определяемые по данным теплового расчета дизеля. Па.

В дизелях без наддува = Зч- 6 МПа, а в двигателях с наддувом может быть значительно выше.

Среднее давление впрыска р в дизелях автомобильного и тракторного типов лежит в пределах 15-40 МПа и зависит от величины затяжки пружины форсунки, гидравлического сопротивления сопел, диаметра и скорости движения плунжера и др. Чем выше давление впрыска р, тем больше скорость истечения топлива и лучше его распыливание.

Величина средней скорости истечения топлива изменяется в широких пределах Шф = 150 ч- 300 м/с. \

Суммарная площадь сопловых отверстий форсунки находится из выражения

/ =-!fs-мм2, (459)

где РФ - коэффициент расхода топлива, равный 0,65-0,85. Диаметр соплового отверстия форсунки

do = Yfolim) мм,

где т - число сопловых отверстий.

Количество и расположение сопловых отверстий выбирается исходя из формы камеры сгорания и способа смесеобразования.

В дизелях с пленочным смесеобразованием применяют одно- и двухдырчатые распылители с диаметром отверстия 0,4 -0,6 мм, а в дизелях с объемным смесеобразованием-многодырчатые распылители с диаметром отверстий 0,2 мм и более (табл. 72).

Расчет форсунки. По результатам теплового расчета дизеля (см. гл. IV, § 18) и топливного насоса высокого давления определяем диаметр сопловых отверстий форсунки. Исходные данные: действительное

Таблица 72

давление в конце сжатия р\ = 8,669 МПа; давление в конце сгорания = И,307 МПа; частота вращения двигателя « = 2600 6б/мин; цикловая подача топлива Уц = 97,5 мм/цикл; плотность топлива Рт = 842 кг/мЗ.

Продолжительность подачи топлива в градусах поворота коленчатого вала принимаем равной Дф = 18°. Время истечения топлива

М = ДсрДб • rt) = 18/(6 2600) = 0,00115 с.

Среднее давление газа в цилиндре в период впрыска

р = (р: + р,)/2 = (8,669 + 11,307)/2 = 9,988 МПа.

Среднее давление распыливания принимаем равным рф = 40 МПа. Средняя скорость истечения топлива через сопловые отверстия

= -(Рф-Рп) • 10« = /-(40-9,988). 10« = = 267 м/с.

Коэффициент расхода топлива принимаем равным Лф = 0,72. Суммарная площадь сопловых отверстий

97,5

(ЛфШфДМОз 0,72 • 267 • 0,00115 10»

= 0,44 ММ.

Число сопловых отверстий принимаем равным m = 4. Диаметр соплового отверстия

dc = VJim) = 1/4- 0,44/(3,14- 4) = 0,374 мм.

Приведенные выше расчеты дают возможность лишь ориентировочно определить основные конструктивные параметры топливного насоса и форсунки. Объясняется это тем, что действительный процесс топливоподачи из-за гидродинамических явлений, происходящих в топливной системе, значительно отличается от принятого в расчете.

Глава XVIII

РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ СИСТЕМЫ СМАЗКИ > § 76. МАСЛЯНЫЙ НАСОС

Масляная система обеспечивает смазку деталей двигателя с целью уменьшения трения, предотвращения коррозии, удаления продуктов износа и частичное охлаждение его отдельных узлов. В зависимости от типа и конструкции двигателей применяют систему смазки разбрыз-гиванием, под давлением и комбинированную. Большинство автомобильных и тракторных двигателей имеют комбинированную систему смазки. Одним из основных элементов системы смазки является масляный насос.

Масляный насос служит для подачи масла к трущимся поверхностям движущихся частей двигателя. По конструктивному исполнению масляные насосы бывают шестеренчатые и винтовые: Шестеренчатые насосы отличаются простотой устройства, компактностью, на-. дежностью в работе и являются наиболее распространенными в автомобильных и тракторных двигателях.

Расчет масляного насоса заключается в определении размеров его шестерен. Этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла в системе.

Циркуляционный расход масла зависит от количества отюди-мого им от двигателя тепла Qm- В соответствии с данными теплового баланса величина Q„ (кДж/с) для современных автомобильных и тракторных двигателей составляет 1,5-3,0% от общего количества теплоты, введенной в двигатель с топливом:

Qm = (0.015 0,030) Qo- (460)

Количество тепла, выделяемого топливом в течение 1 с:

Qo = uGx/3600,

где Ни выражено в кДж/кг; Gf - в кг/ч.

Циркуляционный расход масла (м/с) при заданной величине Q,

K = QJiP«c»TJ, (461)

где Рм - плотность масла. В расчетах .принимают р„ = 900 кг/м*; с„ = 2,094 - средняя теплоемкость масла, кДж/(кг - К); ЛТм = = 10 15 - температура нагрева масла в Двигателе, К-

Для стабилизации давления масла в системе двигателя циркуляционный расход масла обычно увеличивается в 2 раза:

V = 2V. (462) .

В связи с утечками масла через торцовые и радиальные зазоры насоса расчетную производительность его (м*/с) определяют с учетом объемного коэффициента подачи tIh:

= V/r\„. (463)

Величина изменяется в пределах 0,6-0,8. При расчете насоса принимают, что объем зуба шестерни (м») равен объему впадины между зубьями:

где Do - диаметр начальной окружности шестерни, м; зуба, м; 6 - длина зуба, м..

Расчетная производительность насоса

Ур=пОоЛ6Пн/60,

(464); h - высота

(465)1

где n„ - частота вращения шестерни, об/мин.

При высоте зуба, равной двум модулям (А = 2т), п Do = zm

Vp = 2nzmbnjm,

(466)

где 2 = 6- 12 - число зубьев шестерни в выполненных конструкциях; /п = 3 -f- 6 мм - модуль зацепления. Величина

= um/inD), (467)5

где Ыа - окружная скорость вращения шестерни на внешнем диаметре, м/с; D = т(г + 2) - диаметр внешней окружности шестерни, м.

Окружная скорость вращения шестерни на внешнем диаметре не должна превышать 8 - 10 м/с. При больших значениях скорости коэффициент подачи насоса значительно уменьшается.

Задавшись значениями/п,,г и и, из уравнения (466) определяют; длину зуба (м)

b = ШЛ2лтгп. (468)

Таблица 73

Наименование

Марка двигателя

Производительность, дмз/с

Частота вращения Лн, об/мин ....

Давление в системе р, МПа

Внешний диаметр шестерни D, мм . . . .

Высота зуба h, мм .

Длина ft, мм .

Число зубьев

зуба

0,106

2000 0,40

29,0

30,0 7

0,235

2250 0,35

38,7

9,06

18,8 7

0,705

1600 0,35

43,4

10,15

38,0 7

0,832

1440 0.10-0,25

59,4

36.0 12

0.278

500 0.17-0,27

48,0

32.0 10

0.416

2940 0.6

42.5

10,0

40,0 8

Огновные данные шестеренчатых насосов некоторых отечественных двигателей приведены в табл. ТЗ.

Мощность (кВт), затрачиваемая на привод масляного насоса:

Л/„ = Vpp/(Ti„.„ . Щ, (469)

где Ур - расчетная производительность масляного насоса, м/с; р - рабочее давление масла в системе (в карбюраторных двигателях p = 0,3-f-0,5 МПа; в дизелях p = 0,3-f-0,7 МПа); т1„.в = 0,85- -Н 0.90 - механический к. п. д. масляного насоса.

Расчет масляного насоса. Основные размеры шестерен масляного насоса карбюраторного двигателя. Общее количество тепла, выделяемого топливом в течение 1с, определяется по данным теплового расчета (см. § 17) Оп = = 221,92 кДж/с. V зг ; 40

Количество тепла, отводимого маслом от двигателя:

Qm = 0,021Qo = 0,021 . 221,92 = 4,67 кДж/с.

Теплоемкость масла с„ = 2,094 кДж/(кг . К). Плотность масла р„ = 900 кг/м*.

Температура нагрева масла в двигателе ДГ = 10 К. Циркуляционный расход масла

Vn = См/(Р«с„ДГ„) = 4,67/(900-2,094.10) = 0,000248 mVc.

Циркуляционный расход с учетом стабилизации давления масла в системе

Г = 2Уц = 2 . 0,000248 = 0,000496 mVc.

Объемный коэффициент подачи ti„ = 0,7. Расчетная производительность насоса

Ур= V/n = 0,000496/0,7 = 0,00071 м«/с. Модуль зацепления зуба т ~ 4,5 мм = 0,0045 м. - Высота зуба h = 2m-2- 4,5 = 9.0 мм = 0.009 м. Число зубьев шестерен z=7. Диаметр начальной окружности шестерни

Do = z/n = 7 • 4,5 = 31,5 мм = 0,0315 м.

Диаметр внешней окружности шестерни

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

Окружная скорость на внешнем диаметре шестерни и„ = 6,36 м/с. Частота вращения шестерни (насоса)

Па = Ив • 60/(irD) = 6,36 • 60/(3,14 . 0,0405) = 3000 об/мин. Длина зуба шестерни

60 - v

60 - 0,00071

2кт2Па 2 - 3,14 • 0,00452 • 7 - 3000

Рабочее давление масла в системе р = 40 • 10* Па.

= 0.016 м.