Глава 10 смазочная система

ЮЛ. ТРЕБОВАНИЯ К МОТОРНЫМ МАСЛАМ

Одним из основных факторов, обеспечивающих надежную рабо­ту двигателя, является непрерывная циркуляция масла через зазоры трущихся сопряжений.

При этом масло уменьшает износ, снижает потери энергии на трение, герметизирует детали (например, поршень и гильзу цилинд­ра), отводит образующуюся при трении теплоту и защищает метал­лические поверхности от коррозии, вымывает из зазоров продукты износа.

Кроме прямого назначения в некоторых двигателях масло ис­пользуется как рабочее тело для гидромуфт привода вентилятора, для сервомоторов системы регулирования, а в форсированных дви­гателях — и для охлаждения поршней.

Совокупность устройств, обеспечивающих смазку деталей двига­теля. оставляет смазочную еж •■'■■•му

Таблица 10.1

Группа масел по эксплуата­ционным свойствам		Рекомендуемая область применения
А		Нефорсироваиные карбюраторные двигателя
к	(Б,	М алофорсированные карбюраторные двигатели
	U	Малофорсированные дизели
в	fB’	Среднефорсированные карбюраторные двигатели
	1в2	Ср»еднефорсированные дизели
г	Г1	Высокофорсированные карбюраторные двигатели
		Высокофорсированные дизели
д		Высокофорсированные дизели, работающие в тяже­лых условиях

К маслам, применяемым в автотракторных двигателях, предьяв-

215

ляется ряд эксплуатационных требований, главные из которых:

• возможно более низкая температура застывания, • пологая вяз- костно-температурыая характеристика, Щ необходимая степень фи­зической и химической стабильности, • минимальное коррозион­ное воздействие на металлы, # отсутствие механических примесей и воды. Масло не должно быть токсичным и вызывать загрязнение окружающей среды.

Отечественные масла классифицируют в соответствии с ГОСТ 17479—72. В основу классификации положено одно из основных требований к маслу — необходимая вязкость его при температуре 100°С. По этой классификации все масла подразделяют иа пять групп (табл. 10.1).

В каждой группе марка масла обозначается буквами и цифрами (табл. 10.2). Буква М означает, что масло моторное. Цифра после буквы М характеризует вязкость в сантистоксах (сСт) при тем­пературе 100°С или в виде дроби, у которой цифра в числителе характеризует вязкость масла при температуре — 18°С, а цифра в знаменателе показывает вязкость в сСт при 100°С. Буква «з» в индексе обозначает, что масло загущенное, т. е. содержит вязкост­ные присадки. Индексом 1 маркируют масла двигателей с искровым зажиганием, индексом 2 — дизелей. Если индекс отсутствует, то это означает, что масло предназначено для обеих категорий двигателей.

Таблица 10.2

Класс	Пределы яяэюсгв, мм*/с,		Группы масел по жяшуатадвовным свойствам
вязю- сти	при температуре, “С
	100	iK		В
				В|	Вг	П	Г2
6	6 ±0,5		М6Б1	М6В,	„	М6Г,
8	8 ±0,5		М8£,	М8В[	M8Bj	М8Г1	М8Г2
10	10+1		Ml ОБ,	М10В,	М10В2	мюг,	Ш0Г2
12	12+0,5		—	—	М12В2	—	М12Г2
4ч/6	6 ±0,5	1300...2600	М4]/6Б,	М4)/6В,	—	—	—
	8 ±0,5	1300...2600	М43/8Б1	М4э/8В|	М4з/8Вз	—	—
4,/ш	10 ±0,5	1300.„2600	М4Э/10Б|	M43/10Bi	М4э/ЮВ2	—	•—
63/Ю	10 ±0,5	2600...10 400		М6э/10В(	М63/ЮВ2	М63/ЮГ1	М63/ЮГ2

Для ориентировочного выбора группы масла мбжно рекомендо­вать:

• для двигателей с искровым зажиганием:

при ё=6,5...7,5 и п=3000...4000 мин"¹ — масла группы В,; при е=8...9 и п= 5000...6000 мин^-1 — масла группы Гь

• для дизелей С. Г. Арабяном [1] предложен условный показа­тель напряженности работы масла в двигателе:

216

где (?_т — часовой расход топлива, кг/ч; F — суммарная площадь рабочих поверхностей зеркала цилиндра, днища поршня, головки цилиндра, м²; i — количество цилиндров; N, — эффективная мощ- ность двигателя, кВт; G_M — емкость системы смазки, кг; /^=1,0 дня безнаддувных двигателей; 1,3 для двигателей с наддувом; А^= 1,7 для двигателей воздушного охлаждения; 1,0 для двигателей жид- костного охлаждения;

• для тракторных дизелей:

А = до 150 единиц — масла группы Б*;

А= 197...223 — масла группы В₂;

А = 358...648— масла группы Гг.

10.2. РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПОДШИПНИКА

В сопряжениях деталей двигателей, преобладающим является трение скольжения, которое подразделяют на сухое, жидкостное, граничное и полужидкостное или полусухое.

При работе двигателя в различных его сопряжениях может создаваться тот или иной вид трения, так как способы подвода масла и условия нагружения весьма различны. Например, в паре выпускной клапан—направляющая втулка вероятно полусухое, в паре поршневой палец—бобышки поршня — граничное или полу-

жидкостное трение.

В подшипниках колой‘ино- го вала допускается только жи- дкостное трение. При этом раз- деляющий масляный слой со- здается за счет того, что при вращении шейка вала увлекает масло во вращательное движе- ние (первый граничный слой — за счет маслянистости масла, а следующие — за счет его вяз- кости). Масло, попадая в по- степенно уменьшающийся объ- ем а (рис. ЮЛ), стремится вы- текать во всех направлениях, чему препятствуют силы вязко- сти, которые могут быть пре- одолены повышением давле-

ния. В результате в клиновид- ^ _]0 , _к ,_{0ДЦЫПЩ№а сколь}.

ной части масляного слоя соз- _ЖРННЯ

дается гидродинамическое давление, отрывающее шейку от вкла­дыша.

Очевидно, подшипниковый узел должен быть спроектирован и рассчитан так, чтобы при тех силах, которые действуют на вал, разделяющий масляный слой обеспечивал жидкостное трение. Для подшипников коленчатого вала автотракторных двигателей это выполняется при минимальной толщине масляного слоя 4...5 мкм.

При проектировании двигателя по данным динамического рас­чета строят полярную диаграмму нагрузок, по которой определяют силы, действующие на подшипник, а на основании прочностного расчета и компоновки устанавливают размеры диаметра шеек и длины опорной части вкладыша. По этим данным определяют условное давление на единицу площади диаметральной проекции (МПа):

Для гидродинамического расчета подшипника необходимо иметь три значений К: среднее за рабочий цикл P^ild), среднее в петле максимальных нагрузок К'а= P^ld) и максимальное А'_га„=

= /W(W>.

По Aq, производят тепловой расчет подшипника, по опре­деляют минимальную толщину масляного слоя и по выбирают антифрикционный материал, усталостная прочность которого обес­печит необходимую долговечность работы узла.

д Основные параметры цилиндрического подшипника и исходные уравнения. Вал, нагруженный силой Р, при вращении занимает относительно подшипника положение, указанное на рис. 10.1, где углы <р\ и <р₂ соответствуют началу и концу несущего масляного слоя.

Примем следующие обозначения и соотношения:

А — диаметральный зазор, определяемый как разность между диаметром D подшипника и диаметром d шейки вала: A — D — d;

8. — радиальный зазор, равный половине диаметрального зазо­ра: 5=Д/2=Л-г;

ф — относительный зазор — зазор, отнесенный к диаметру или соответственно к радиусу шейхи вала, т. е. ^=A/d=<S/r;

Ijd — относительная длина подшипника — отношение длины I опорной шейки вала к ее диаметру d;

е — эксцентриситет — отрезок 00' на рис. 10,1;

X — относительный эксцентриситет — эксцентриситет, отнесен­ный к радиальному зазору, т. е. х=е/5;

Ля*, — минимальная толщина масляного слоя: h^^S—e—5—

~6_Х = 6(1~хУ,

Йам — максимальная толщина масляного слоя: h_m^_x = 6 + e=8 + = 5 (!+*)•

218

В основе расчета цилиндрических подшипников лежит уравнение Рейнольдса:

dj? _ б/дц * (cos у - cos д>„) ПОП

d <р ф* (1 +^cos^>)¹

где ц — динамическая вязкость масла; (р„ — угол сечения, в кото- ром давление максимально.

Давление в произвольном сечении <р' несущего слоя

9’

Р*

fx(^--cos^_d^

Ф¹ J (1+*««<*>)*

а сила на элементарную площадку с центральным углом Д<р'

АР^РгЬАф'^Ру^Аф'. (10.3)

Сила во всем гидродинамическом (несущем) слое

pj^ Id J cos [n-(<p'-<p_a)) d<p’ \ ^C0S^ dtp. (10.4)

Ф¹ _n J (l+xcos?)*

4*1

Обозначим

¥

3 J cos [rc-(<?'-<?„)] d<p' f ^C0SJ^mi йф=ф. (10.5)

J 0+#cos«»)³

Cl

Таким образом, сила P, МН, будет равна

т. (10.6)

Безразмерную величину Ф, называемую коэффициентом погру­женности подшипника, определяют по формуле

Р Ф² КФ²

Ф=- — =—. (10.7)

Id /к» /ка

Эта величина определяет положение вала в подшипнике, т. е. эксцентриситет, а следовательно, и минимальную толщину масля­ного слоя, так как

Аш^О-Х). (Ю.8)

На рис. 10.2 приведены графики, устанавливающие связь между

219

w ii t для различных отношений l/d. Эти графики nocrpoei основании многочисленных теоретических и экспериментальна следований.

Для определения значения коэффициента нагруженности холимо знать вязкость масла в нагруженной части масляного значение которой заранее не известно.

Для определения вязкости и суждения о температурном ре работы производят тепловой расчет подшипника, на ochoj которого составляют тепловой баланс и определяют темпер; равновесия, при которой теплота, развивающаяся в подшив равна теплоте, отводимой от него. По этой температуре опре ют вязкость масла н производят все дальнейшие расчеты.

д Тепловой расчет поднипиика. Сопротивление смазочного вращению цапфы определяют по удельному сопротивлению, рое по закону Ньютона равно

dv / h dp v\

т-ц —, или t~fi { + - !.

dA \2р dx hj

Сила вязкого сдвига Т получается суммированием удельны т на всей поверхности несущего масляного слоя Ir (<p2^—<Pi)^:

7W | zrd«p. (

<Р

0. 2.8

0. М г,г гд кв 1,6

кч !,г

м

д s 0,6 м 0,2

⁰ 0.1 0,2 0,3 0,4 OJS OJS 0.10JSX ' О,SO w ом 0.32 0,31 101

Рве. 10.2. Зависимость относительного эксцентриситета от коэффици­ента ватрухе нносгя

220

Подставив вместо т его значение, получим

X (С08ч>-аи<р„}

[Г

d <р +

*

dy i +*cos?J

(10.1

Введем понятие коэффициента жидкостного трения /=- и of

Р

значим

П *2

³ Г^х (^cos<?—^cos?».) j 1 г _ 2 J (l + _Zcos9)^J * 3 J I

dtp

+ZCOS9

= Ф_Т.

(10.!

91

*1

Величину Ф_т называют коэффициентом сопротивления смазс ного слоя вращению цапфы.

Тогда

ф„

а

Т , . Фг Фт /

ИЛИ —

Я Ф Ф *

(10.1

М. В. Коровчинскнй приводит данные по величине, называем» коэффициентом сопротивления шипа вращению <*f, и дает его завис мости от эксцентриситета и от отношения Ijd в табличной форк На основании этих таблиц на

рис. 10.3 построены графики, позволяющие определять с для различных х ^и ,

При известном значении ? можно определить количест- во теплоты, которое выделит- ся в подшипнике в результате трения (кДж/с):

' 10^s

^(1(U4)

Эта теплота в основном отводится в циркулирующее через подшипник масло, часть ее передается также по метал-

лу в&ЛЭ. И картера В ОКружа~ Рве. 10.3. Зависимость коэффициента conf? istrrttлл <*гк*п\1 тиалешт швп& воашеиию от эгсиевгговсяте

Теплота, отводимая маслом (хДж/с),

Qh ” ^Рм (^1Ы( ^w Оз

(10.15)

где Л/ — количество масла, циркулирующего через подшипник, м³/^ с_ы — теплоемкость масла, кДж/(кг * К); р_м — плотность масла, кг/м³. Для применяемых в ДВС масел произведение с_мр_м примерно постоянно и равно 1800... 1900 кДж/(м³ • К); t^ t„ — температура масла на выходе из подшипника и на входе в него.

Количество масла (м³/с), циркулирующего через подшипник, определяется по рекомендации М. В. Коровчннского но следующе­му выражению:

М=(чЛЯ^ ” М^г<0, (10.16)

где д_т — коэффициент, учитывающий масло, выходящее из нагру­женной зоны подшипника (зона, в которой развиваются гидродина­мические давления); q_n определяется по графикам, представленным

р /^\2

на рис. 10.4 для различных значений х и Ijd; q_M = fi —— ( - ) —

ц <о \lj

коэффициент, учитывающий масло, циркулирующее через ненаг- руженную зону подшипника; — давление масла на входе в под­шипник, МПа; fl — коэффициент, который может быть определен из графика (рис. 10.5).

Рве. 10.4. Зависимость коэффициента Рве. 10.5. Зависимость коэф-

расхода через нагруженную часть от фициента /} от эксцентрисите-

эксцентриситета та

222

Теплота, отводимая по металлу вала и картера в окружающую среду, незначительна, поэтому при тепловом расчете ее, как прави­ло, не учитывают.

д Последовательность расчета подшипников.

• Задается величина диаметрального зазора:

Д = (0,5...0,7)' 10 ^_3 d — двигатели с искровым зажиганием,

А = (0,7...1,0)' 10^_3 d—дизели.

• Принимаются давление и температура масла на входе в под­шипник:

Рим = 0,3...0,4 МПа; /₁₁ = 70...75°С — двигатели с искровым зажи­ганием,

/W = 0,4...0,6 МПа; /„=75...80°С —дизели.

• Подбирается соответствующее условиям работы моторное масло.

• Рассчитываются удельные давления К^, и К^.

% Задаваясь тремя значениями средней температуры масла в масляном слое, по рис. 10.6 определяют вязкость масла при каж­дом значении f_cр-

• Производят тепловой расчет в последовательности, изложен­ной выше, в результате которого определяются Q_Tp и Q_M.

• По полученным данным строят график теплового баланса (рис. 10.7). Очевидно, что точке пересечения кривых Qrp и Q_H будет соответствовать действительная температура масла в масляном слое.

Рис. 10.6. Зависимость вязкости моторных ма- Ряс. 10.7. Г рафик теплового ба- сел от температуры ланса

• Определяют вязкость масла при найденном значении после чего рассчитывают коэффициент нагруженности Ф\ а по нему — относительный эксцентриситет.

Этому эксцентриситету будет соответствовать минимальная то­лщина масляного слоя

^„ = *(1-*). (10.17)

Если Ашц,>4 мкм и <ср< 115°С, то это свидетельствует о работо­способности подшипника.

Полученное значение является условным, так как в реальном двигателе непрерывно изменяется. Поэтому в настоящее время анализ работоспособности подшипника включает в себя расчет траектории центра цапфы, что позволяет определить величину, место и длительность сближения цапфы с подшипником. При этом несущая способность масляного слоя рассматривается как резуль­тат совокупного действия гидродинамического давления и радиаль­ного перемещения цапфы (рис. 10.8).

Реакция масляного слоя на действие внешней нагрузки Р рас­сматривается как равнодействующая сил радиального давления P_vta я сил гидродинамического давления P_w

Проекции сил на линию центров и перпендикуляр к ней запишут­ся в виде

Рис. 10.it. К расчету траектории це- Ряс. 10.9. Траектория центра шатун- нгра цапфы ной шейки

224

Выразим реактивные силы в виде безразмерных величин

Фгд=”~ И 0^=^ —, (10.19)

Id pat ^ И ltdxjit ■

представляющих собой коэффициенты нагруженности только при вращении и при поступательном движении, тогда получим

^Р _/s ч ФгдР« _й , ФрадМ*

• cos (5 — у) = cosp + ~ ^р

Id ф¹ ф¹ df

^F /i i ^фга^ • о

• sin (д — у)= - sin/»,

Id ^v

(10.20)

где

ш = ш + а)£—2П, (10.21)

ш — угловая скорость вала; со*, — угловая скорость подшипника

ho cos <р

(для шатунного подшипника <a_L = ■ __); и — угловая ско-

у/\ — X¹ sin¹ <р

рость вращения вектора нагрузки: fl=d5/df. Используя систему (10.20) и выражение (10.21), получим

Фс РФ¹ Г /s ч

• = cos {<5 —у) ——

d' I tg р _

(10.22)

1<5 Рф sin ((5 ;

~ — 0,.5 !” OJl) ■ .

d/ 2 sin /J

Расчет траектории сводится к последовательному вычислению х и <5. При этом для начальной точки траектории задают координаты Х\ и Й]. Координата Х\ выбирается произвольно, а угол <5] принима­ется равным У]. Затем в соответствии с изменением значения и на­правления внешней нагрузки вычисляются приращения координат Ах и AS по формулам, полученным А. Д. Изотовым [4]:

Г^cos _n n \ ^sin “ У)1 ® М

Фред I 0,75 л (1 х) I

_ (10.23)

М _{sin (}j_J _шД(.

L ^{2(0 Ф}Р»Д J

В качестве примера на рис. 10.9 показана типичная траектория центра шатунной шейки автомобильного двигателя.

8-548 223

Следует заметить, что для выполнения расчета траектории так­же необходимо знать действительную температуру масла в масля­ном слое. Поэтому данному расчету должен предшествовать тепло­вой расчет подшипника.

103. СХЕМЫ СМАЗОЧНЫХ СИСТЕМ

В современных автотракторных двигателях применяют только смазочные системы (СС), в которых масло к большинству трущихся сопряжений подводится под давлением, создаваемым масляным насосом.

В зависимости от места нахождения основного количества масла СС подразделяют на системы с мокрым картером и системы с су­хим картером. Первый вид системы применяется для бензиновых двигателей и дизелей сравнительно небольшой мощности, а вто­рой — на дизелях, устанавливаемых на тяжелых колесных и гусе­ничных машинах, что позволяет повысить запас хода и создает более благоприятные условия для работы масла.

Количество масла У_ы, необходимого для нормального функци­онирования СС, составляет (л):

(0,04.,.0,09) Я, — бензиновые двигатели легковых автомоби­лей;

(0,07...0,1) N_t — бензиновые двигатели грузовых автомобилей и дизели легковых автомобилей;

(0,11. ..0,16) N_t — дизели грузовых автомобилей.

В автотракторных двигателях привод маслонасоса осуществля­ется от коленчатого или распределительного (бензиновые двига­тели) валов.

В смазочных системах достаточно мощных двигателей применя­ют маслозакачивающие насосы с приводом от электромотора. Этим насосом масло нагнетается к трущимся парам перед пуском двигателя, обеспечивая более легкий пуск и более надежную работу после пуска двигателя.

4. АГРЕГАТЫ СМАЗОЧНОЙ СИСТЕМЫ.

МАСЛЯНЫЕ НАСОСЫ

В современных двигателях применяют масляные насосы шесте­ренчатого типа с внешним (рис. 10.10, а) и внутренним зацеплением.

226

Ведущая

Рис. 10.10. Масляные насосы с внешним (а) в внутренним (эвольвентным —

6, эпицикл о вдаль ным — в) зацеплением

Во втором случае используют как эвольвентное (рис. 10.10, б), так и эпициклоидальное зацепление (рис. 10.10, в).

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

Циркуляционный расход масла (м^э/с)

где <7м = бм/бт — относительный теплоотвод через СС; $« = 0,015... ...0,02 — ДсИЗ; =0,02...0,025 — дизели; q_H = 0,04...0,06 — дизели с охлаждаемыми поршнями.

Перепад температур между выходом и входом СС At= Ю...15°С в ДсИЗ и Д/ = 20...25°С в дизелях.

Действительную подачу насоса задают большей 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):

^г а^- _ . *

ЕмРм^М

Теплота, отводимая в масло (кДж/с),

(10.24)

(10.25)

(5,0...6,0) JV, 10^-6 —ДсИЗ;

(6,0...9,0) N_e' 10 ⁶ — дизели;

(10...11) JV,¹10~^б — дизели с охлаждаемыми

поршнями.

227

Подача откачивающих секций систем с сухим картером прини­мается равной (м³/с)

к_отж=(1,5..ад v^,

где V_m — подача нагнетательной секции насоса.

Размеры шестерен с учетом объемного коэффициента подачи насоса определяют из выражения (м⁵/с)

К_т=—=*ДМя, —• 10”⁹, (10.26)

Пя ⁶⁰

где Г, — теоретическая подача насоса, м³/с; fj_M — объемный коэф­фициент подачи насоса, для шестеренчатых насосов ?f„=0,6...0,85; D — диаметр начальной окружности ведущей шестерни насоса, мм; h — высота зуба, мм; b — длина зуба, мм; л» — частота вращения ведущей шестерни, мин'¹.

Мощность, необходимая для привода нагнетательной секции масляного насоса (кВт), определяется из выражения

N_M=^VA¥ua~^Pvd 10³, (10.27)

Чм

где Рящ.~~Ргя⁼0,3.*.0,6 — перепад давлений, МПа, 0,85...0,9 —

механический КПД насоса.

д Масляные фильтры. Для обеспечения надежной работы двига­телей необходимо прежде всего обеспечить защиту трущихся со­пряжений от абразивных частиц. Эту функцию выполняют масля­ные фильтры и очистители. К первому типу относятся устройства, задерживающие частицы при прохождении масла через щели или каналы фильтрующих поверхностей, к второму — очистители, удерживающие частицы с помощью силовых полей.

В смазочных системах современных двигателей применяют фильтры грубой (ФГО) и тонкой (ФТО) очистки.

ФГО полностью задерживают частицы крупностью более

50. . 120 мкм, а ФТО — 50...40 мкм. Фильтрующие элементы ФГО выполняют сетчатыми, пластинчато-щелевыми и ленточно-щелевы­ми. Для тонкой очистки применяют элементы из бумаги, тканей, картона, хлопчатобумажной пряжи и др.

Из очистителей наиболее широко распространены центрифуги, в которых удаление частиц происходит под действием центробеж­ных сил, вызываемых вращением загрязненного масла.

В настоящее время считается, что наиболее эффективным спосо­бом повышения качества фильтрации, увеличения сроков службы масла н периодичности обслуживания является применение ком­бинированной системы очистки масла, состоящей из полнопоточ­ного фильтра с бумажными фильтрующими элементами а частично поточной центрифуги.

228

Рнс. 10.11. Фильтр полжшоточиой очистки масла двигателей ЯМЗ-840:

1 — корпус, 2 — резьбовой штуцер, 3 — замковая крыш­ка, 4 — прокладка колпака, 5 — уплотнитель элемевта,

6 — фильтрующий элемент, 7 — коллаж, 8 — пружина,

9 — сливши пробка, 10 — храповик

В качестве примера конструктивного выполнения полноооточ- ного фильтра на рис. 10.il приведен фильтр двигателя ЯМЗ-840, Как отмечалось выше, в качестве очистителей используют цент­рифуги. При этом в отечественном двигателестроении находят при­менение центрифуги с внешним гидравлическим реактивным со­пловым приводом и бессопловые центрифуги с внутренним актив­но-реактивным приводом, использующие для вращения ротора эне­ргию потока масла, подвергаемого очистке. Примером такого очис­тителя является конструкция центрифуги двигателя ЯМЗ-840 (рис, 10.12). Такие центрифуги компактны н надежны в эксплуатации. Частота вращения ротора на номинальном режиме работы двига­

225

теля составляет 6000 мин^-1, что достаточно для обеспечения высо- кой степени очистки масла.

д Масляные радиаторы. Теп- лота, отводимая маслом от дви- гателя, должна быть рассеяна в окружающую среду, Для этой цели все системы смазки двига- телей грузовых и многих легко- вых автомобилей укомплектовы- вают специальными теплообмен- никами — масляными радиато- рами. В автотракторных двигате- лях используют два типа радиа- торов: водомасляный и воздушно- масляный.

Основными преимуществами воздушно-масляных радиаторов являются # меньшая масса, Ф относительно простое н надеж- ное устройство, • возможность получения большего температур- ного напора. Недостатком их яв- ляется необходимость примене- ния специального перепускного клапана для перепуска холодного масла. Пружину клапана регули- руют на перепад давлений 0,15... ...0,2 МПа. По мере прогрева ма-

сла его вязкость понижается, что приводит к уменьшению гидрав- лических потерь в радиаторе и клапан автоматически закрывается.

Основным преимуществом водомасляных радиаторов является быстрый прогрев масла после пуска двигателя и поддержание его температуры, близкой к оптимальной.

Включение радиатора в смазочную систему может осуществ­ляться по одной из следующих схем:

• последовательно в главную магистраль;

• параллельно главной магистрали с подачей от основной сек­ции насоса;

• параллельно главной магистрали с подачей от дополнитель­ной секции насоса.

Наиболее распространена последняя схема, так как в этом слу­чае масляный радиатор не снижает давления в главной магистрали и количество масла, поступающего в радиатор, не зависит от шно-. шенности двигателя и насоса.

Расчет масляного радиатора производят в основном в том же порядке, что и расчет жидкостного радиатора.

230

Рис. 10.12. Конструкция центрифуги двигателя ЯМЗ-Й40:

1 — корпус, 2 — колпак, 3 — корпус ротора, 4 — толпах ротора, J -- шервкоиодшшшие, 6 — ось ротора., 7 — форсунка, 8 — пластин­ка, 9 — стопорный палец, 10 цружиаа

Рассмотрим особенности расчета. Количество теплоты Q_M (кДж/с), отводимой маслом от двигателя, должно быть равно коли­честву теплоты, отводимой радиатором:

Qm £мРм ^р»д Ом.р ^пи.р)<

где /„ и /„и, — температура масла на входе в двигатель н выходе из него, °С; /_В1__р и —- температура масла на входе в радиатор

и выходе из него, °С; — циркуляционный расход масла через

радиатор, м³/с.

В системах смазки с сухим картером и при последовательном включении радиатора V_a= У_рша.

Охлаждающая поверхность воздушно-масляного радиатора (м²), который должен отводить теплоту Q„,

Ррш=~ , (Ю.25)

где К_м — коэффициент теплопередачи от масла к воздуху, кВт/(м² • К); (7_{м р}—7_1р) — разность средних температур масла в ради­аторе и воздуха, проходящего через радиатор, °С.

Перепад температур масла в радиаторе обычно принимают равным перепаду температур масла в двигателе: Д/_р —А/*.

Таким образом, для расчета охлаждающей поверхности ради­атора должны бьггь заданы количество теплоты Q_M, которое необ­ходимо отвести, температура охлаждающего воздуха и желатель­ная средняя температура масла.

Температура окружающей среды при расчете ирилим^/ся ран­ной +45°С.

Суммарный коэффициент теплопередачи от масла воздуху, [кВт/(м² • К)] равен

1

0. Л if, I

' + 1

«М X F" «.

(10.26)

где я,, — коэффициент теплоотдачи от масла стенкам трубок, кВт/(м² К); ot, — коэффициент теплоотдачи от стенок трубок воз­духу, кВт/(м²К); F_t и F_M — поверхности охлаждения по воздуху и маслу; (p=FJF_M — коэффициент оребрения радиатора; <р = 2,5...3,5 для трубчато-пластичных масляных радиаторов; & — толщина тру­бок радиатора, м; А — коэффициент теплопроводности трубки ра­диатора, кДж/(м • с^- К).

„ 5 F,

Пренебрегая слагаемым вследствие его малости, получим

231

К»- ¹ • (10.27)

_L F, J_

“v F" «.

По опытным данным известно, что а_м в 1,5...3 раза больше а,. Поэтому А* = (0,35..Д55) а учитывая, что для водяного ради­атора коэффициент теплопередачи ЛТ~ос,, можно при ориентировоч­ных расчетах принимать К_м=(0,35...0,55) К для одинаковых по кон­струкции водяных и масляных радиаторов и одинаковых массовых скоростей воздуха перед фронтом радиаторов.

Значение К н их зависимости от W_tp_% приведены в гл. И.

Для водомасляных радиаторов с прямыми гладкими трубками при схорости масла 0,1...0,5 м/с можно принимать К_и = 120... ...320 Вт/(м^г ■ К), а для радиаторов со специальными завихрителями в трубках К„ = 800... 1000 Вт/(м К).

Удельные поверхности радиаторов выполненных двигателей на­ходятся в пределах (м²/кВт):

воздушно-масляные _F_ya»(3...6,5)’ 10'*, водомасляные (по маслу),

/’_уд=(0,13...0,34)10'^г (по воде).