Проектирование автомобильного двигателя ЗМЗ-406

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Произвести тепловой расчет четырёхтактного карбюраторного двигателя автомобиля ЗМЗ-406

Произвести расчёты четырёхтактного карбюраторного двигателя предназначенного для легковых автомобилей. Эффективная мощность двигателя с распределённым впрыском топлива N_e=100 кВт при частоте вращения коленчатого вала n_ном.=4500 об/мин. Двигатель 4 цилиндровый (i=4). Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия е=8. Расчет производим на номинальном режиме.

2. Выбор топлива

В соответствии с заданной степенью сжатия е =10,0 можно использовать бензин марки АИ-92.

Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина:

С=0,855; Н=0,145 и m_T=115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива:

H_u=33,91С+125,60Н-10,89(O-S)-2,51(9Н+W)=

=33,91·0,855+125,6·0,145-2,51· 9·0,145=43,93 МДж/кг==43 930 кДж/кг.

3. Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

кмоль возд/кг топл.;

кг возд/ кг топл.

Двигатели с впрыском топлива и электронным управлением могут обеспечить более экономичный состав смеси с меньшей токсичностью продуктов сгорания (по сравнению с двигателями с карбюратором). Это позволяет принять б=1.0 на основных режимах, на режиме минимальной частоты вращения б=0.96 и на режиме максимальной скорости движения б=0.98 (рис. 5.2 стр 107). Далее непосредственный числовой расчёт будет проводиться только для режимов максимальной мощности, а для остальных режимов окончательные значения рассчитываемых параметров приводятся в табличной форме.

Количество горючей смеси (2/стр.106)

кмоль гор.см/кг топл.;

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К =0,5:

кмоль С0₂/КГ топл.;

;

кмоль Н₂О/кг топл.;

;

кмоль N₂/кг топл.;

Общее количество продуктов сгорания:

(2/стр.107)

кмоль пр.сг/кг топл.;

Проверка:

кмоль пр.сг./кг топл

Таблица 1

Параметр	Значение
n	4500
б	1,0
M1	0,5247
MCO2	0,0712
MCO	0
MH2O	0,0725
MH2	0
MN2	0,4087
M2	0,5524

4. Параметры окружающей среды и остаточных газов

Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без наддува:

(стр.107)

Температура остаточных газов. При постоянном значении степени сжатия е=10,0 температура остаточных газов практически линейно возрастет с увеличением скоростного режима при б=const, но уменьшается при обогащении смеси. Учитывая уже определенные значения n и б, можно принять по графику (рис. 5.2 стр 107) значение Т_r=1030 К.

Давление остаточных газов р_r за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускных трактов рассчитываемых двигателей можно принять на номинальном скоростном режиме:

p_zN=0,110 МПа;

5. Процесс впуска

Температура подогрева свежего заряда:

С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается ДТ_N=6°C.

Плотность заряда на впуске:

(стр.108)

где - удельная газовая постоянная для воздуха.

Потери давления на впуске.

В соответствии со скоростным режимом двигателя (n=5400 об/мин) и при условии качественной внутренней поверхности впускной системы можно принять:

и ,

где в - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра; о_вп - коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому сечению; щ_вп-средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы. Тогда рассчитывается по формуле:

=(в²+ о_вп)A_nn²с_k10^-6/2=2,5 ? 0,018² ? 5400² ? 1,189 ? 10^-6/2=0,0140 МПа,

где А_n=щ_ВП/n_N=95/5400=0,018 - потери давления на впуске. (2/стр.109)

Давление в конце впуска:

Р_a =P₀ -ДP=0,1-0,0140=0,0860 МПа (2/стр.109)

Коэффициент остаточных газов. При определении для карбюраторного двигателя без наддува принимается коэффициент очистки ц_оч =1, а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме ц_доз=1,10, что вполне возможно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30 -- 60°. (рис. 5.1 [1] стр.106). Тогда:

(стр.109)

Температура в конце впуска:

К. (стр.109)

Коэффициент наполнения:

(стр.109)

6. Процесс сжатия

Средний показатель адиабаты сжатия k₁ при е=10 и рассчитанных значениях Т_а определяется по номограмме рис. 4.4 ([1] стр.73), а средний показатель политропы сжатия n₁ принимается несколько меньше k₁. При выборе n₁ учитывается, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а n₁ уменьшается по сравнению с k₁ более значительно.

Определяем показатель адиабаты сжатия при е=10 и рассчитанном значении , (1/рис.4.4)

Таблица 2

n	5400	об/мин
Ta	325	К
k1	1,3772
n1	1,3770

Давление в конце сжатия:

=0,086 ? 10^1,377=2,0488 МПа,(стр.110)

где n₁ = 1,377 принят несколько меньше k₁= 1,3772.

Температура в конце сжатия:

=325 ? 10^1,377-1=774 К.(стр.110)

Средняя мольная теплоёмкость в конце сжатия:

а) свежей смеси (воздуха).

=20,6+2,638?10^-3?501=21,92 ,

где =774-273?С=501?С.

б) остаточных газов.

-определяется методом интерполяции по таблице 3.8 (стр.59)

кДж/(кмоль град)

где 24,150 и 24,586 значения теплоемкости продуктов сгорания при 400⁰С соответственно при б=0,95 и б=1, взятые по таблице 3.8 (стр.59).

в) рабочей смеси

=1/(1+0,00362) ? (21,922+0,0362 ? 24,154)= =21,999 кДж/(кмоль ? град).

7. Процесс сгорания

Коэффициент молекулярного изменения горючей и рабочей смеси

(стр.112)

м₀=0,5524/0,5247=1,0528 и

м=(1,0528+0,0362)/(1 +0,0362) = 1,0510

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания, и теплота сгорания рабочей смеси:

=119950 ? (1-1) = 0

Теплота сгорания рабочей смеси:

(стр.112)

H_раб.см=43930/[0,5247 · (1+0,0362)]=80798 кДж/кмоль раб.см

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:



Коэффициент использования теплоты:

зависит от совершенства организации процессов смесеобразования и сгорания топлива. Поэтому ориентировочно принимается согласно рис. 5.2 (стр.107) в пределах, которые имеют место у работающих карбюраторных двигателей.

Таблица 3

n	5400	об/мин
	0,99

Температура в конце видимого процесса сгорания:

(1/стр.113)

0,99 · 80798+21,999 · 501=1,051 · (24,784+0,002091t_z)t_z или

0,002198t_z²+26,048t_z-91011=0,

откуда

t_z=[-26,048+(26,048²+4·0,002198·91011)^Ѕ]/(2·0,002198)=2822 К;

T_z=t_z+273=2822+273=3095 K.

Таблица 4

n	5400	об/мин
tz	2822	oC
Tz	3095	K

Максимальное давление сгорания теоретическое:

=2.0488 · 1.051 · 3095/774=8.6104 МПа.(стр.115)

Максимальное давление сгорания действительное :

=0,85 · 8.6104=7.3188 МПа.(стр.115)

Степень повышения давления :

=8.6104/2.0488=4.203 (стр.115)

8. Процессы расширения и выпуска

Средний показатель адиабаты расширения k₂ определяется по номограмме рис. 4.8 ([1] стр.82) при заданном е=8,7 для соответствующих значений б=0,96 и T_z=2890 К, а средний показатель политропы расширения n₂ оценивается по величине среднего показателя адиабаты:

k₂=1,2519, тогда принимаем n₂=1,2515.

Давление и температура в конце процесса расширения

и (1/стр.115)

p_b=6,7581/8,7^1,2515=0,4508 МПа,

Т_b=2890/8,7^1,2515-1=1677 K.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

(1/стр.115)

Т_r=1677/(0,4508/0,118)^1/3=1072 K; Д Т_r=100?(1072-1030)/1030=4,1%.

9. Индикаторные параметры рабочего цикла

а) теоретическое индикаторное среднее давление:

(1/стр.116)

МПа

б) среднее индикаторное давление:

=0,96 ? 1,1437=1,098 МПа, (1/стр.117)

где ц_u=0.96 - коэффициент полноты диаграммы;

в) индикаторный К.П.Д. и индикаторный удельный расход топлива:

и (1/стр.117)

з_i=1,098 · 14,975 · 0,96/(43,93 · 1,189 · 0,8804)=0,3432,

g_i=3600/(43,93 · 0,3432)=239 г/(кВт ч).

10. Эффективные показатели двигателя

а) среднее давление механических потерь:

(1/стр.117)

,

где S=92 мм - ход поршня, тогда

х_п.ср=92 · 4500/30000=13,8 м/с, тогда

p_м=0,034+0,0113 · 13,8=0,1899 МПа.

б) среднее эффективное давление и механический К.П.Д

р_е=р_i+p_м=1,098-0,1899=0,9081 МПа (1/стр.117)

з_м=0,9081/1,098=0,827

в) эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива:

г/(кВт•ч) (1/стр.118)

11. Основные параметры цилиндра и двигателя

Литраж:

V_л=30 · ф ·N_e/(p_e · n)=30 · 4 · 75/(0,9081 · 4500)=2,2024 л. (1/стр.118)

Рабочий объем одного цилиндра:

V_h=V_л/i=2,2024/4=0,5506 л, (1/стр.118)

где - число цилиндров, =4.

Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S=92 мм, то

D=2 ·10³[V_h/(р · S)]^Ѕ=2 ·10³[0,5506/(3,14 ·92)]^Ѕ=87,6 мм. (1/стр.119)

Окончательно принимаю: D=88 мм и S=92 мм.

Основные параметры и показатели двигателей определяются по окончательно принятым значениям D и S:

площадь поршня:

=3,14 ·88²/(4 ·100)=60,79. (1/стр.119)

литраж двигателя:

V_л=р ·D² ·S ·i/(4 ·10⁶)=3,14 ·88² ·92 ·4/(4 ·10⁶)=2,24 л. (1/стр.119)

мощность двигателя:

=0,9081 ·2,24 ·4500/(30 ·4)=76,28 кВт. (1/стр.119)

крутящий момент:

=3 · 10⁴ · 76,28/(3,14 · 4500)=161,9 Н·м. (1/стр.119)

часовой расход топлива:

=76,28 · 289 · 10^-3=22,045 кг/ч. (1/стр.119)

литровая мощность:

N_л=N_e/V_л=76,28/2,24=34,05 кВт/л(1/стр.119)

Таблица 5

Параметры	Основные параметры и показатели двигателя
n, мин-1	4500
Fп, см2	60,79
Vл, л	2,24
Nл, кВт/л	34,05
Ne, кВт	76,28
Me, Н·м	161,9
GТ, кг/ч	22,045

12. Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму строим для номинального режима работы двигателя, т. е. при N_е = 76,28 кВт и и n=4500 об/мин, аналитическим методом.

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня M_s=1 мм в мм; масштаб давлений М_р=0,04 МПа в мм.

Величины в приведенном масштабе, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

АВ=S/М_S=92/1,0 = 92 мм;(1/стр.119)

ОА = АВ/(е-1)= 92/(8,7-1)=11,9 мм.(1/стр.119)

Максимальная высота диаграммы(точка z):

р_z/М_р= 5,37/0,04 = 168,95 мм.

Ординаты характерных точек:

p_a/M_p= 0,0851/0,04 = 2,13 мм;

р_с/М_р= 1,67/0,04 = 41,75 мм;

р_в/М_р= 0,4508/0,04 = 11,37 мм;

р_r/М_р= 0,1180/0,04 = 2,95 мм;

р_о/М_р=0,1/0,04= 2,5 мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия

(1/стр.120)

(1/стр.120)

ОВ=ОА+АВ=11,9+92=103,9 мм;

б) политропа расширения

(1/стр.120)

Таблица 6 Результаты расчета точек политроп

№ точек	OX, мм	OB/ OX	Политропа сжатия	Политропа расширения
			(OB/OX)1,3775	px/Mp, мм	px, МПа	(OB/OX)1,25	px/Mp, мм	px, МПа
1	11,9	8,7	19,76	42,1	1,68 (точка с)	14,99	168,9	6,76 (точка z)
2	12,98	8	17,52	37,3	1,49	13,49	152,0	6,08
3	14,84	7	14,58	31,0	1,24	11,42	128,7	5,15
4	20,78	5	9,17	19,5	0,78	7,49	84,4	3,37
5	25,97	4	6,74	14,3	0,57	5,67	63,9	2,55
6	34,63	3	4,54	9,6	0,38	3,95	44,5	1,78
7	51,95	2	2,60	5,5	0,22	2,38	26,8	1,07
8	69,27	1.5	1.75	3,7	0,15	1,66	18,7	0,74
9	103,9	1	1	2,13	0,085 (точка а)	1	11,3	0,45 (точка b)

Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчетов. Начало открытия впускного клапана (точка r') устанавливается за 18⁰ до прихода поршня в в.м.т., а закрытие (точка a'') - через 60⁰ после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана (точка b') принимается за 55⁰ до прихода поршня в н.м.т., а закрытие (точка a') - через 25⁰ после прохода поршнем в.м.т. Учитывая быстроходность двигателя и работу на сжиженном газе, угол опережения зажигания принимается равным 35⁰.

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек , , , , , по формуле для перемещения поршня:

,

где - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Расчеты ординат точек , , , , , сведены в таблицу 41.

Таблица 7.

Обозначения точек	Положения точек			Расстояние точек от в.м.т.(AX), мм
	180 до в.м.т.	18	0.0655	3.0
	250 после в.м.т.	25	0.1223	5.6
	600 после н.м.т.	120	1.6069	73.9
	350 до в.м.т.	35	0.2313	10.6
	300 до в.м.т.	30	0.1697	7.8
	550 до н.м.т.	125	1.6667	76.7

Положение точки определяется из выражения:

p=(1.15…1.25)p_c=1.25·1.67=2.087 МПа

p/М_р=2.087/0.04=52.2 мм

Действительное давление сгорания:

p_Zд/М_р=5.7444/0.04=143.6 мм

Соединяя плавными кривыми точки с , с и далее с b и кривой расширения с и линией выпуска получим скругленную действительную индикаторную диаграмму .

13. Тепловой баланс двигателя

Тепловой баланс в общем виде:

Q₀=Q_е+Q_г+Q_в+Q_н.с.+Q_ост.=H_иG_т/3,6, (1/стр.125)

где Q₀ - общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

Q₀=43930 ? 22,045/3,6=269010 Дж/с.

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 сек:

Q_е=1000N_e=1000 ?76,28=76280 Дж/с. (1/стр.125)

Теплота, потерянная с отработавшими газами:

Q_r=(G_т/3,6){М₂[(mc_V^?)_t0^tг+8,315]t_г-М₁[(mc_V^?)_t0²⁰+8,315]t₀}, (1/стр.125)

где (mc_V^?)_t0^tг - теплоемкость отработавших газов (определяется методом интерполяции по табл.3.8 (1/стр.59):

t_r=T_r-273=1030-273=757°C

кДж/(кмоль град)

где 24,868 и 25,021 значения теплоемкости продуктов сгорания при 700⁰С соответственно при б=0,95 и б=1, взятые по таблице 3.8 (1/стр.59).

кДж/(кмоль град)

где 25,280 и 25,441 значения теплоемкости продуктов сгорания при 800⁰С соответственно при б=0,95 и б=1, взятые по таблице 3.8 (1/стр.59).

Теплоемкость продуктов сгорания при t_c=757⁰С и б=0,96

(mc_V^?)_t0^tc=24,8986+(25,3122-24,8986) ? 57/100=25,134 Дж/(кмоль град);

(mc_V)_t0²⁰=20,775 кДж/(кмоль град) - теплоемкость свежего заряда (определяется по табл. 3,6 (1/стр.58) для воздуха методом интерполяции при

t₀=Т₀-273=293-273=20⁰С

Q_r=(22,045/3,6){0,536[25,134+8,315]757-0,5041[20,775+8,315]20}=81314 кДж/(кмоль град).

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Q_B=ciD^1+2mn^m(H_u-?H_u)/(бH_u)=

=0,5•4•8,8^1+2•0,65•4500^0,65•(43930-2476)/(0,96•43930)=77212 Дж/с,

где с=0,45-0,53 - коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей. В расчетах принято с=0,5; i=4 - число цилиндров; D - диаметр цилиндра, см; m=0,5 - 0,7 - показатель степени для четырехтактных двигателей.

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

Q_н.с.=?H_иG_т/3,6=2476•22,045/3,6=15162 Дж•с. (1/стр.125)

Неучтенные потери тепла:

Q_ост = Q₀ -(Q_е+Q_г+Q_в+Q_н.с)=

=269010-(76280+81314+77212+15162)=19042 Дж/с. (1/стр.125)

Таблица 8 Составляющие теплового баланса

Составляющие теплового баланса	Q, Дж/с	q, %
Теплота, эквивалентная эффективной работе	76280	28,3
Теплота, передаваемая охлаждающей среде	77212	28,7
Теплота, унесенная с отработавшими газами	81314	30,2
Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива	15162	5,7
Неучтенные потери теплоты	19042	7,1
Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом	269010	100

14. Таблица сравнения показателей проектируемого двигателя с показателями заданного прототипа

Таблица 9

Параметры	,				,	,	е	S/D, мм
Прототип	4500	66,4	2,445	28,60	70,00	148,6	8,2	92/92
Расчетный ДВС	4500	60,79	2,240	34,05	76,28	161,9	8,7	92/88

двигатель автомобиль топливо

Вывод

В спроектированном двигателе из-за повышения степени сжатия с 8,2 до 8,7 удалось увеличить литровую мощность на 19%, увеличился максимальный крутящий момент на 11%, а также увеличилась мощность двигателя на 9%.

Расчет диффузора. Теоретическую скорость воздуха при n=4500 об/мин принимаем равной м/с.

Разряжение в диффузоре при м/с определяем по формуле

(стр. 446 /1/)

Действительная скорость воздуха в диффузоре

м/с,(стр. 446 /1/)

где - определяется по рис. 18.2 /1/ при кПа и в предположении, что кривая рассчитываемого карбюратора близка к максимальной кривой .

Действительный секундный расход воздуха через диффузор

кг/с

Диаметр диффузора



Расчет главного жиклера. Теоретическая скорость топлива при истечении из главного жиклера

м/с,(стр. 446 /1/)

где - плотность бензина, кг/м³; ?h=4 мм=0,004 м. Действительная скорость топлива при истечении из главного жиклера

м/с,(стр. 446 /1/)

где - определяется по рис. 18.5 /1/ при выборе жиклера с .

Действительный расход топлива двигателем при n=4500 об/мин по данным теплового расчета составляет 22.045 кг/ч или 0,00642 кг/с. Так как топливо подается через два жиклера - главный и компенсационный, необходимо так подобрать их размеры, чтобы они обеспечивали выбранную в тепловом расчете зависимость от частоты вращения. Предварительно принимаем расход топлива через главный жиклер кг/с, а через компенсационный - кг/с.

Диаметр главного жиклера

Расчет компенсационного жиклера. Теоретическая скорость топлива при истечении из компенсационного жиклера

м/с,(стр. 447 /1/)

где Н=50 мм=0,05 м - уровень топлива в поплавковой камере над компенсационным жиклером.

Истечению топлива со скоростью м/с приблизительно соответствует разряжение

Поэтому коэффициент расхода компенсационного жиклера можно определить по рис. 18.5 /1/ при ?р?0,7 кПа. Выбираем компенсационный жиклер с отношением , тогда . Диаметр компенсационного жиклера

Расчет элементов смазочной системы

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

,(стр. 466 /1/)

где кДж - количество теплоты, отводимой маслом от двигателя;=2,094 кДж/(кг·К) - теплоемкость масла; =900 кг/м³ - плотность масла; =10 К - температура нагрева масла в двигателе.

м³/с(стр. 468 /1/)

Циркуляционный расход с учетом стабилизации давления масла в системе

м³/с(стр. 468 /1/)

Объемный коэффициент подачи =0,7.

Расчетная производительность насоса

м³/с(стр. 468 /1/)

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

Высота зуба .

Число зубьев шестерен z=7.

Диаметр начальной окружности шестерни

м(стр. 468 /1/)

Диаметр внешней окружности шестерни

м(стр. 468 /1/)

Окружная скорость на внешнем диаметре шестерни м/с.

Частота вращения шестерни насоса

об/мин(стр. 468 /1/)

Длина зуба шестерни

м(стр. 468 /1/)

Рабочее давление масла в системе Па.

Механический КПД масляного насоса .

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса

кВт.

Масляный радиатор. Количество теплоты, отводимой маслом от двигателя, принимаем по данным расчета масляного насоса: кДж/с.

Коэффициент теплоотдачи от масла к стенке радиатора Вт/(м²·К)

Толщина стенки радиатора .

Коэффициент теплопроводности стенки Вт/(м·К).

Коэффициент теплоотдачи от стенки радиатора к воздуху Вт/(м²·К)

Коэффициент теплопередачи от масла к воде

 Вт/(м²·К)

Средняя температура масла в радиаторе К.

Средняя температура встречного воздуха К.

Поверхность охлаждения масляного радиатора, омываемая водой:

м²

Расчет элементов системы охлаждения

Расчет жидкостного насоса. По данным теплового баланса количество теплоты, отводимое от двигателя жидкостью Дж/с.

Средняя теплоемкость жидкости Дж/(кг·К).

Средняя плотность жидкости кг/м³.

Напор, создаваемый насосом, принимается Па.

Частота вращения насоса 4500 об/мин.

Циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения

м³/с(483 /1/)

где ?Т_ж=9,6 К - температурный перепад жидкости при принудительной циркуляции.

Расчетная производительность насоса

м³/с(483 /1/)

где з=0,82 - коэффициент подачи насоса.

Радиус входного отверстия крыльчатки

м(483 /1/)

где =1,8 - скорость жидкости на входе в насос, м/с; =0,01 - радиус ступицы крыльчатки, м.

Окружная скорость потока жидкости на выходе из колеса

м/с,

Где угол =10°, а угол =45°; =0,65 - гидравлический КПД насоса.

Радиус крыльчатки колеса на выходе

м

Окружная скорость входа потока

м/с

Угол между скоростями и принимается =90°, при этом , откуда =9°33'.

Ширина лопатки на входе

м

где =4 - число лопаток на крыльчатке; =0,003 - толщина лопаток у входа, м.

Радиальная скорость потока на выходе из колеса

м/с(484 /1/)

Ширина лопатки на выходе

м,

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

Мощность, потребляемая жидкостным насосом

кВт,(484 /1/)

где =0,82 - механический КПД жидкостного насоса.

Расчет поверхности охлаждения жидкостного радиатора. По данным теплового баланса количество теплоты, отводимой от двигателя и передаваемого от жидкости к охлаждающему воздуху: Дж/с; средняя теплоемкость воздуха Дж/(кг·К); объемный расход жидкости, проходящей через радиатор, принимается по данным расчета жидкостного насоса: м³/с; средняя плотность жидкости кг/м³.

Количество воздуха, проходящего через радиатор

кг/с,(487 /1/)

где - температурный перепад в решетке радиатора, К.

Массовый расход жидкости, проходящей через радиатор

кг/с

Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор

К

Средняя температура жидкости в радиаторе:

К,

где =363-температура воды перед радиатором, К; =9,6-температурный перепад воды в радиаторе, К.

Поверхность охлаждения радиатора:

м²,(488 /1/)

где К=160-коэффициент теплоотдачи для радиаторов грузовых автомобилей, Вт/(*К).

Вентилятор. По данным расчета жидкостного радиатора массовый расход воздуха, подаваемый вентилятором: =3.22 кг/с, а его средняя температура =325 К; напор, создаваемый вентилятором: =800 Па.

Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе:

1.07 кг/.

Производительность вентилятора:

=3.22/1.072=3.00 /с.

Фронтовая поверхность радиатора :

=3.00/20=0.150 ,

где =20-скорость воздуха перед фронтом радиатора, без учета скорости движения автомобиля, м/с.

Соответственно диаметр и окружная скорость вентилятора:

=0.44 м.

=82 м/с,

где =3-безразмерный коэффициент для плоских лопаток.

Частота вращения вентилятора с раздельным приводом:

=60*82/(3.14*0.44)=3651 .

Мощность, затрачиваемая, на привод осевого вентилятора:

 =3.00*800/(1000*0.6)=4 кВт,

где =0.6-КПД литого вентилятора.

Список литературы

1. А.И. Колчин, В.П. Демидов “Расчет автомобильных и тракторных двигателей”.

2. В.М. Архангельский и др. “Автомобильные двигатели”.

Размещено на Allbest.ru

...