Размер tгл выбирают из расчёта размещения конечного числа элементов iтгл на глубине l радиатора.

Далее определяют количество охлаждающих трубок для одного хода охлаждающей жидкости:

1.2.2. Жидкостный насос

Конструкц я ж дкостного насоса. В принудительной СО жидкост-

ный насос предназначен для создания циркуляции жидкости. Кроме того, насос препятствует о разованию паровоздушных пробок и обеспечивает равномерность охлажден ядеталей КШМ.

Ц ркуляц я ж дкости в СО достигает 7…12раз/мин, скорость жидкости во всасывающем патру ке около2,5…3 м/с, большие скорости могут вызвать кавитацию; напор, создаваемый насосом, равен 0,05…0,20 МПа;мощность на привод насоса составляет 0,5…1,0 % от номинальной мощности ДВС;гидравлический КПД– 0,6…0,7, механический и объёмный КПД– 0,8…0,9.

Привод насоса осуществляется от коленчатого вала с передаточным числом 1…1,5. Производительность насоса пропорциональна частоте вращения крыльчатки насоса, напор – квадрату частоты вращения крыльчатки, мощность – кубу частоты вращения крыльчатки.

На рис. 1.15, 1.16, 1.17, 1.18 представлены конструкции жидкостных насосов СО. На рис. 1.19 показаны уплотнения насосов.

Как правило, в автотракторных ДВС применяются одноколёсные центробежные насосы с односторонним подводом жидкости полуоткрытыми (полузакрытыми) крыльчатками. Функцию второго диска выполняет обработанная крышка корпуса насоса. Зазоры между крыльчаткой корпусом насоса должны быть не более : радиальный– 1, 0 мм, осевой– 0,2 мм.Крыльчатка содержит 4…8 спиральных или радиальных лопаток.

34

СибАДИ

Рис. 1.15. Конструкции жидкостных насосов [3]

35

СибАДИРис. 1.16. Конструкции

жидкостных насосов [3]

36

Рис. 1.18. Конструкция жидкостного насоса [9]:

–полостьнасоса; 1 – болт; 2 – вентилятор; 3 – шкив; 4 – ступица вентилятора;

5 – двухрядный шариковый подшипник; 6 – стопорный винт; 7 – контрольное отверстие; 8 – крышка; 9 – уплотнитель; 10 – вал; 11 – крыльчатка; 12 – корпус; 13 – приёмное отверстие отопителя; 14 – приёмный патрубок; 15 – прокладка; 16 – канавка; 17 – кольцо; 18 – дистанционная втулка; 19 – пружинная шайба

37

ζк. тр. – коэффициент сопротивления компенсационной трубки; Wж.к. – скорость жидкости в компенсационной трубке. Диаметры различных контуров, трубок и скорости в них изменя-

ются в следующих пределах:

- радиаторныйконтур (см.рис.1.3,б) dтр.р.к. =20…60мм,Wж.р. =3…6м/с; - дренажный контур dтр. д.к. = 8…12 мм, Wж.д. = 8…15 м/с;

- компенсац онная трубка dтр. к.к. = 20…40 мм, Wж = 1…1,5 м/с. Как прав ло, через компенсационный контур прокачивается около

5% охлаждающей ж дкости. При меньшем количестве давление в расширительном бачке может упасть из-за снижения в нём температуры жидкости. Так как скорость жидкости в компенсационной трубке незначительна, в формуле (1.31) последним членом можно пренебречь.

В СО с расш р тельным ачком, в случае уменьшения подачи насосом охлаждающей жидкости из-за кавитации, повышение температуры ж дкости пр водит к возрастанию давления на входе в насос (см. формулу (1.31)). В результате прекращение подачи охлаждающей жидкости из-за кавитации не возникает.

Гидравлический расчёт жидкостной СО заключается в определенииеё сопротивления при принятой в тепловом расчёте радиатора скорости охлаждающей жидкости в радиаторе, под ору жидкостного насоса и определению возможности возникновения зон парообразования и кавитации.

Жидкостный насос подбирают из условия соответствия принятого в тепловом расчёте радиатора циркуляционного расхода жидкости эффективной характеристике насоса и потерям напора в тракте из-за гидравлического сопротивления. Для этого можно изменять частоту вращения крыльчатки, диаметр трубопроводов гидравлического тракта или выбрать насос с другой характеристикой.

При этом СО разбивают на контуры, контуры − на участки, а циркуляционный расход жидкости через дренажно-компенсационный кон-

39

Коэффициенты местного сопротивления имеют следующие значения: ζм.п. = 1 – для неплавного расширения; ζм.п. = 0,5 – для внезапного сужения; ζм.п. = 0 – для плавного расширения;

ζм.п. = 0,2…0,35 – для закругления.

Суммарное сопротивление определяют суммированием потерь напора на последовательных участках при одинаковых циркуляционных расходах.

В случае параллельных соединениях участков расходы обратно пропорциональны их сопротивлениям, потери напора одинаковы, вел - чина потерь равна общему циркуляционному расходу.

В поршневых автотракторных ДВС гидравлическое сопротивление при Wж = 3…5 м/с составляет МПа:

в трубопроводах – 0,007 3…0,012 2;

в рубашках цилиндров – 0,012 2…0,014 7;

в радиаторах – 0,019 6…0,024 5; общее – 0,039 2…0,051 5.

На рис. 1.20. показана схема распределения потерь напора.

40

где η− коэффициент подачи, учитывающий утечки жидкости, η = 0,8...0,9.

4. Определение числа лопастей (лопаток) крыльчатки. Число ло-

пастей крыльчатки принимают от 3 до 8.

5. Построение профиля лопастей крыльчатки (см. рис. 1.21). Вход

pж − напор, создаваемый насосом, pж = (5…15) 104 Па.

Увеличение β2 приводит к росту напора, создаваемого насосом. В связи с этим иногда лопатки проектируют радиальными, т.е. угол β2 принимают равным 90 °. В тоже время увеличение β2 снижает КПД насоса.

42

43

Радиальная скорость схода жидкостиcr рассчитывается по формуле

Угол β1 зменяется в пределах 40…55 °, но иногда может быть и меньше.

Далее строят проф ль лопатки (см. рис. 1.21). Для этого из центра О радиусом r2 проводят внешнюю окружность, а радиусом r1 – внутреннюю.

Затем на внешней окружности в произвольной точке В строят угол β2. От вертикального диаметра, проходящего через точку В, по часовой стрелке

откладывают угол β = β1 + β2 до пересечения с внутренней окружностью в точке К. Через точки В К проводят линию до пересечения с внутренней окружностью в точке А и из середины отрезка АВ (точка L) проводят перпендикулярную ему линию до пересечения с внутренней окружностью в точке Е. После этих построений из точки Е как из центра прово-

44