Для карбюраторных ДВС характерно расположение насоса снаружи блока цилиндров (рис. 2.13). В том случае привод осуществляется от шестерни распределительного вала механизма газораспределения (МГР).
СибАДИРис. 2.13. Расположение насоса снаружи карбюраторного ВС [4]
2.1.2. Расчёт масляного насоса [1, 2, 4, 9]
Производительность распространённого в ВС шестерёнчатого насоса, от которой зависят размеры шестерён, определяется циркуляц - онным расходом масла в СС, связанным с отводимой от двигателя теплотой.
В тоже время количество масла расходуется на [8, 10]:
1) подшипники коленчатого вала, что составляет 50…60% от всего масла поступающего в магистраль;
69
2)распределительный вал МГР, привод механизма клапанов и вспомогательные агрегаты – компрессор, турбокомпрессор и др.;
3)перепуск через редукционный клапан насоса и фильтра тонкой очистки в картер;
СибАДИ |
|||||||||||
4) охлаждение днища поршня и смазки цилиндров. |
|
||||||||||
Итак, циркуляционный расход масла Vц рассчитывается по форму- |
|||||||||||
ле [1, 9]: |
|
|
|
Qом |
|
|
|||||
|
|
Vц = |
ρ |
м |
c |
м |
∆T |
, |
(2.4) |
||
|
|
|
|
|
|
|
м |
|
|
||
где Qом |
– теплота, отвод мая в масло; |
|
|
||||||||
ρм |
– плотность масла, ρм = 900 кг/м3; |
|
|
||||||||
∆Tм |
– перепад |
температур |
|
между |
входом и выходом |
масла, |
|||||
∆Tм = 10…15 °С для |
ензиновых ДВС, ∆Tм = 20…25 °С для дизелей; |
||||||||||
cм |
– теплоёмкость масла, cм = 2,094 кДж/(кг К). |
|
|||||||||
Теплоту, отвод мую через СС, можно определить через относи- |
|||||||||||
тельный теплоотвод: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
qом = |
Qом |
, |
|
(2.5) |
|||||
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
Q |
|
|
||
где Q − количество теплоты, выделенной в цилиндре двигателя при сгорании топлива.
Относительный теплоотвод qом составляет 0,015…0,020 для бенз - новых ДВС, 0,020…0,025 для дизелей, 0,04…0,06 для дизелей с охлаж-
даемыми поршнями. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
Q |
= q |
|
g |
e |
N |
|
H |
u |
|
, |
(2.6) |
|
|
|
|
||||||||||
ом |
|
ом |
|
|
н |
|
3,6 |
|
|
|||
где ge – удельный расход ДВС; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Nн – мощность на привод масляного насоса; |
|
|||||||||||
Hu – низшая теплотворная способность топлива. |
|
|||||||||||
|
|
Q = Hu Gt , |
|
|
|
|
(2.7) |
|||||
|
|
|
|
|
3,6 |
|
|
|
|
|
|
|
где Gt – часовой расход топлива.
70
Действительный расход масла увеличивают для обеспечения необходимого давления в СС на любых режимах работы ДВС и с учётом износа трущихся пар:
|
|
Vд = (2...3) Vц. |
(2.8) |
СибАДИ |
|||
По статистическим данным действительный расход масла сле- |
|||
дующий [10]: |
|
|
|
−(5…6) Ne 10-6 |
– бензиновые ДВС; |
|
|
−(6…9) Ne 10-6 |
– д зели; |
|
|
−(10…11) Ne 10-6 – дизели с охлаждаемыми поршнями. |
|
||
В |
с сух м картером производительность откачивающих секций |
||
больше про |
звод тельности нагнетательной секции. Это связано с вспе- |
||
ниванием масла в картере, из которого необходимо его откачать : |
|
||
Vотк |
= (2,0...2,5) Vотк − для двух откачивающих секций; |
(2.9) |
|
Vотк = (1,5...2,0) Vотк − для одной откачивающей секции. |
|||
|
|||
В связи с потерями через торцовые и радиальные зазоры насоса в формулу определения расчётной производительности вводят объёмный
коэффициент подачи: |
|
Vд |
|
|
V |
= |
, |
(2.10) |
|
р |
|
η |
|
|
|
|
н |
|
|
где ηн – объёмный коэффициент подачи насоса, η = 0,6…0,8.
В расчётах размеров шестерён принимают следующие допущения :
•объём впадины шестерни равен объёму зуба;
•высота зуба h равна двум модулям m − h = 2 m ;
•диаметр начальной окружности шестерни определяется из выражения D0 = z m, где z – число зубьев шестерни.
Отсюда расчётная производительность насоса
V = |
π D h b n |
2 |
π z m2 b n |
(2.11) |
|
0 |
н = |
|
н , |
||
р |
|
60 |
|
60 |
|
|
|
|
|
||
где h – высота зуба; b – длина зуба;
nн – частота вращения ведущей шестерни.
71