Расчет масляной системы

Ориентировочно количество масла V_м составляет (0,04...0,09)N_е для бензиновых двигателей легковых автомобилей; (0,07...0,1)N_е для бензиновых двигателей грузовых автомобилей; (0,11...0,16)N_е для дизелей грузовых автомобилей.

Более точно циркуляционный расход V_м масла зависит от количества отводимой теплоты Q_м:

Q_м= (0,015...0,030) Q₀, или , (18.1)

где Q₀ – количество теплоты, выделяемой топливом при сгорании в течение 1с, q_м = Q_ом/Q_т – относительный теплоотвод через СС;
q_м = 0,015…0,02 – ДсИЗ; q_м = 0,02…0,025 – дизели; q_м = 0,04…0,06 – дизели с охлаждаемыми поршнями, H_T – низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг; g_е – удельный расход топлива на режиме эффективной мощности; N_е – эффективная мощность.

Циркуляционный расход масла, м³/с, равен

V_M = Q_M/ (r_MC_MDT_M), (18.2)

где r_M – плотность масла, r = 900 кг/м³; С_М = 2,094 – теплоемкость масла, кДж/(кг К); DT_M – температура нагрева масла в двигателе, К, перепад температур между выходом и входом ССDt = 10…15 °С в ДсИЗ и Dt = 20…25 °С в дизелях.

Этот расход увеличивают в два раза для стабилизации давления в СС, кроме того, для компенсации утечек через зазоры вводят коэффициент h_М = 0,6...0,8, тогда

V_Р = 2V_М/h_М, (18.3)

где V_Р – производительность насоса, м³/с; р – давление масла, у карбюраторного двигателя р = 0,3...0,5 МПа, в дизелях р = 0,3...0,7 МПа, h_Н = 0,85 – 0,9 механический КПД насоса.

Тогда V_р м³/с будет равно:

(5,0…6,0)N_е×10^-6 – ДсИЗ;

(6,0…9,0)N_е×10^-6 – дизели; (18.4)

(10…11)N_е×10^-6 – дизели с охлаждаемыми поршнями.

V_отк= (1,5…2,0) V_нагн,

где V_нагн – подача нагнетательной секции насоса.

Маслонасос

В современных двигателях применяют масляные насосы шестеренчатого типа с внешним (рис. 18.2, а) и внутренним зацеплением.

Во втором случае используют как эвольвентное (рис. 18.2, б), так и эпициклоидальное зацепление (рис. 18.2, в).

Размеры шестерен, а следовательно, и производительность масляных насосов целесообразно определить исходя из циркуляционного расхода масла через двигатель, необходимого для отвода теплоты Q_ом, воспринимаемой маслом.

Действительную подачу насоса задают большей величины циркуляционного расхода с целью обеспечения необходимого давления масла в магистрали во всем диапазоне частот вращения и при износе трущихся пар двигателя и насоса, м³/с:

Размеры шестерен с учетом объемного коэффициента подачи насоса определяют из выражения, м³/с:

/h_н , (18.5)

где V_т – теоретическая подача насоса, м³/с, необходимая по тепловому расчету;

h_н – объемный коэффициент подачи насоса, равный h_н = 0,6…0,85;

d_w – диаметр начальной окружности ведущей шестерни, мм;

h – высота зуба; b – длина зуба, мм;

n_н – частота вращения ведущей шестерни, мин^-1.

Итак, V_т должно быть равно V_нагн, полученному из теплового расчета по формулам (18.3), (18.4).

Параметры маслонасоса определяют следующим образом [8].

Для современных шестеренчатых насосов с числом зубьев колес 8…14 при окружной скорости 10…20 м/с и при отношении b/m в пределах 6…10 модуль зуба шестерни, мм, равен

, (18.6)

где V_д – действительная производительность насоса, м³/с.

(18.7)

V_т – теоретическая (потребная) производительность насоса, h_н – механический КПД насоса.

Выбрав число зубьев z и модуль m, находят ширину зуба b и диаметр начальной окружности, мм:

. (18.8)

Для некоррегированных зубчатых колес , для коррегированных .

Затем рассчитывают параметры разгружающей канавки:

Глубина канавки, мм, равна

. (18.9)

Смещение от межцентровой оси колес (рис. 18.3) , или y и C_max выбирают по табл. 18.2.

Таблица 18.2

Значения для m=1 и b=1

При принятом боковом зазоре между зубьями, равном 0,08m, площадь канавки » (0,08…0,1)m².

, (18.10)

где Р_вых – Р_вх = 0,3…0,6 – перепад давлений, МПа;

h_м = 0,85…0,9 – механический КПД насоса.

Масляные фильтры

Применяют фильтры грубой и тонкой очистки. Для грубой очистки используют фильтры с сетчатыми, пластинчато-щелевыми и ленточно-щелевыми элементами для задержания частиц 50...120 мкм, а для тонкой очистки частиц 50...40 мкм применяют элементы из бумаги, тканей, картона, хлопчатобумажной пряжи (рис. 18.5).

Центрифуга (рис. 18.6)

Применяют центрифуги с внешним гидравлическим реактивным приводом и с внутренним бессопловым и сопловым приводом.

Из теорем импульса сил можно определить реактивную силу струи

, (18.11)

где r_M – плотность масла, кг/м³;

V_р – расход масла через сопло центрифуги, м³/с;

e – коэффициент сжатия струи масла; e = 0,9...1,1;

F_c – площадь отверстия сопла, м²;

R – расстояние оси сопла от оси вращения.

М_вр = 2РR=M_c; M_c = a + bn, (18.12)

где а –момент сопротивления трогания в начальный моментпо опытным данным,Н×м, a = (5…20) 10^-6, b – сопротивление при вращении, Н×м/мин^-1, b = (0,03…0.10) 10^-6; n – частота вращения центрифуги.

Из совместного решения уравнений (18.11) и (18.12) получим

. (18.13)

Масляные радиаторы

Различают воздушно-масляные радиаторы и жидкостно-масляные радиаторы.

У воздушных масляных радиаторов следующие преимущества: меньшая масса, простое и надежное устройство, возможность получения большего температурного напора.

Недостаток – специальное перепускное устройство для перепуска холодного масла. Радиатор начинает работать по мере прогрева масла, когда давление в трубопроводе достигнет 0,15...0,2 МПа.

У жидкостных масляных радиаторов основное преимущество –быстрый прогрев масла после пуска двигателя.

Включение радиатора в смазочную систему возможно последовательно или параллельно, или параллельно с подачей от дополнительной секции маслонасоса. Оптимальна последняя схема, так как не снижает давление в основной магистрали.

Расчет системы:

Q_p = C_Mr_MV_Р(t_вх– t_вых); (18.14)

Q_p – количество теплоты;

t_вх , t_вых – температура масла на входе и выходе из радиатора, м³/с;

C_M – теплоемкость; r_M – плотность; V_Р – расход масла.

Охлаждающая поверхность радиатора:

, (18.15)

где и – разность средних температур масла в радиаторе и воздуха, °С; K_м – коэффициент теплопередачи.

Для жидкостно-масляных радиаторов можно принять: К_м = =120...320 Вт/м³К для гладких трубок. Для трубок с завихрителями К_м = 800...1000 Вт/м²К.