2553

17.5. Система воздушного охлаждения

Схема воздушного охлаждения определяется расположением и числом цилиндров, особенностями компоновки и установки двигателя на автомобиль, типом вентилятора, способом подвода воздуха.

Воднорядном двигателе с вертикальным расположением цилиндров нагнетающий вентилятор осевого типа выносится в бок, что позволяет создать равномерный поток воздуха к последовательно расположенным цилиндрам.

Вдвигателях с горизонтальным расположением цилиндров необходимо признать удачным расположение вентилятора приподнятое над двигателем. Вентилятор центробежный со спиральным кожухом.

ВV-образных двигателях охлаждение может быть осуществлено тремя путями.

1.Воздух нагнетается вдоль наружных сторон цилиндров двумя осевыми вентиляторами, установленным и перед двигателем.

2.Воздух нагнетается в развал цилиндров одним осевым вентилятором, установленным перед двигателем.

3.Воздух засасывается одним или двумя осевыми вентиляторами, расположенными в горизонтальной плоскости в развале цилиндров.

Для поддержания температурного режима применяют регули-

рующие устройства.

1.Гидромуфты привода вентилятора с термостатическим регулятором.

2.Дросселирующие заслонки для ограничения расхода воздуха через систему, устанавливаемые на входе перед вентилятором или между вентилятором и двигателем, на выходе из двигателя.

3.Электромагнитные муфты для выключения вентилятора или изменения числа оборотов.

Упрощенный расчет системы охлаждения сводится к определению поверхности системы охлаждения, раздельно для головки и цилиндра.

Удельное количество воздуха Vв при 40о, требуемое для охлаждения двигателя, составляет:

а) бензиновые двигатели Vв (0,04 0,07)м3/кВт∙ч;

б) дизельные двигатели с нераздельной камеры сгорания

Vв (0,05 0,06)м3/кВт∙ч;

200

в) дизельные двигатели с раздельной камерой сгорания

Vв (0,06 0,07)м3/кВт∙ч.

В системе охлаждения с отсосом воздуха расход должен быть на (15‒20)% больше чем, с нагнетателем.

Сопротивление воздушного тракта зависит от интенсивности оребрения, конструкции и расположения ребер, расстояния между

душного охлаждения на (15‒20) % меньше, чем жидкостной. Количество теплоты, отводимой головкой цилиндров, составляет (45‒65) % от общего количества теплоты системы охлаждения. Для короткоходных двигателей имеет место большая величина. Расчет поверхности охлаждения выполняют раздельно для цилиндров и для головок.

17.6. Расчет поверхности охлаждения. Количество подаваемого воздуха вентилятором

где tвх – принимается равной температуре окружающей среды; tвх 200C; tвых – принимают из условия температурной смазки; tвых (80 100) 0C; Св ‒ теплоемкость воздуха.

Поверхность охлаждения ребер цилиндра.

Tср – среднеарифметическая температура ребра и обдуваемого возду-

ха, K;

Wв – скорость воздуха в межреберном пространстве; Wв (20 50) – для двигателей с Dц 125мл;

Wв (50 60) – для двигателей с Dц 125мл.

Поверхность охлаждения ребер головки цилиндров.

201

tгол – температура у основания ребра головки; tгол (150 200) 0C – для алюминиевых головок; tгол (160 200) 0C – для чугунных головок.

17.7. Мощность, потребления вентилятором

Nв GB Pтр ; 1000 в h

Pтр 1400 2000 Н/мг; h 0,70 0,85; в 0,8 0,9;

Gв Vв в .

18. СИСТЕМА СМАЗКИ

Форсирование двигателей по скоростному и нагрузочному режиму сопровождается увеличением окружных скоростей шеек валов, увеличением средних и максимальных давлений в подшипниках и других трущихся поверхностей. При форсировании в двигателе значительно повышается температурный режим трущихся поверхностей.

Вэтих условиях система смазки должна обеспечить:

1)наличие несущего масляного слоя на поверхности сопрягаемых деталей;

2)охлаждение трущихся поверхностей;

3)вымывание продуктов износа из подшипников и зазоров между сопрягаемыми деталями.

Взависимости от типа и назначения двигателя система смазки может осуществляться разбрызгиванием под давлением и комбинированно. Расчет системы смазки сводится к определению емкости, расчету масляного насоса, расчету масляного радиатора и центрифуги, если она устанавливается на двигатель.

18.1. Объем системы смазки

Объем масла должен быть по возможности меньшим с целью уменьшения габаритов и массы двигателя, в то же время достаточным для заполнения смазочной системы, для смачивания деталей и стенок

202

картера и для создания определенного запаса, компенсирующего расход масла между заправками двигателя. Расход масла для двигателей различных типов, а также в зависимости от их износа составляет от 0,3 до 1 % от расхода топлива.

18.2. Рекомендуемый объем системы смазки

Для автомобильных карбюраторных двигателей Vм=(0,07‒0,15) л/кВт. Для автомобильных быстроходных дизелей Vм=(0,14‒0,21) л/кВт.

Взависимости от мощности и условий работы двигателя применяют систему с мокрым и сухим картером. Система с мокрым картером получила преимущественное распространение на автомобилях и тракторах.

Для уменьшения взбалтывания масла углубление в картере для масла отделяют успокоителями с прорезями или отверстиями. Форма

иразмеры нижней половины картера должны обеспечить стекание масла, что уменьшает количество его перемешиваемого. Это понижает внутренние потери, а также позволяет избежать вспениваниямасла.

Вслучае резкого торможения или разгона автомобиля увеличивается расход масла. Необходимо избегать остановки автомобиля с большим продольным наклоном, так как это может вызвать утечку масла через сальники.

Масляные приемники могут быть выполнены неподвижными или плавающими. При неподвижном исключается попадание воздуха в главную магистраль, но может быть попадание загрязненного масла. При плавающем масляном приемнике возможно попадание воздуха, но исключается возможность попадания загрязненного масла.

Систему с сухим картером применяют для двигателей большой мощности. Масло может подаваться через главную масляную магистраль, выполненную в блоке цилиндров или через центральную полость коленчатого вала. Последняя получила распространение с коленчатыми валами, установленными на подшипниках качения или с центрифугой на конце коленчатого вала. Недостатком последней схемы является трудность продавливания масла в холодном двигателе.

203

18.3.Расчет масляного насоса

Вподавляющем большинстве применяют шестеренчатые насосы с внешним зацеплением. Некоторое распространение получили роторные насосы с внутренним зацеплением. Насосы применяют од- но-, двух- и многосекционные.

Требуемая производительность насоса определяется количеством масла:

а) подаваемого к подшипникам коленчатого вала, что составляет 60−70 % всего количества масла, поступающего в главную масляную магистраль; б) перепускаемого через редукционный клапан насоса и фильтр тонкой очистки;

в) подводимого к распределительному валу, механизму привода клапанов и вспомогательным механизмам; г) расходуемого на охлаждение днища поршней и смазки цилиндров;

Кроме того, необходимо учитывать падение производительно-

сти насоса в результате износа. Циркуляционный расход масла, м3/сек:

См =2,094 кДж/кг град; Тм − температура нагрева масла в двигателе,Тм =10−15°; Qм =количество теплоты, отводимой маслом,

Qм 0,015 0,03 ; GТ Hи .

Для поддержания давления на различных режимах работы двигателя, а также учета износа деталей двигателя расход увеличивают в

1,7−2,0 раза:

Vцр 1,7 2,0Vц .

Расчетная производительность насоса

Vр Vцр н ,

где н − коэффициент подачи насоса, н =0,6−0,8.

Объем масла, подаваемый двумя шестернями за один оборот:

Vцр Dо hb,

204

где Dо − диаметр начальной окружности, Dо z m; z − число зубьев; m − модуль зацепления, m=3-6; h − высота зуба, h = 2 m; b − длина зуба.

Расчетная производительность насоса

n 60u , D

где D − наружный диаметр шестерни, D = (z+2) m; u − окружная скорость шестерни, которая не должна превышать 8−10 м/с.

При больших скоростях коэффициент подачи резко уменьшается. Задаваясь значениями m, z, u, определяют длину зуба b.

Мощность, потребляемая насосом, кВт,

PVр

Nн н103 ,

где P − рабочее давление, P =0,3−0,5 − для бензиновых двигателей и Р =0,3−0,7 − для дизельных двигателей; н − механический КПД,

н 0,85 0,9.

Масляный радиатор

Для автомобильных двигателей применяют в основном воздуш- но-масляные радиаторы, и реже, водомасляные. Так же, как и другие, могут включаться последовательно и параллельно. В первом случае масло после радиатора поступает в масляную магистраль, а во втором случае сливается в картер двигателя. На случай загрязнения радиатора последний снабжается перепускным клапаном.

В водомасляных радиаторах система смазки лучше прогревается при пуске холодного двигателя, но при этом требует увеличения поверхности радиатора системы охлаждения. В системах с мокрым картером масло частично охлаждается через стенки картера, который с наружной стороны иногда снабжается ребрами.

Охлаждающая поверхность воздушно-масляного радиатора

205

дяного радиатора; tср.м − средняя температура масла, tср.м 75 85°С; tср.возд.− средняя температура воздуха, tср.возд. 40 45°С.

Расчет масляной центрифуги

Масляная центрифуга представляет собой центробежный фильтр тонкой очистки масла. Наибольшее распространение получили двухсопловые центрифуги с гидравлическим приводом (гидрореактивным). Гидрореактивные приводы обеспечивают высокие угловые скорости и высокую степень очистки масла.

Расчет заключается в определении необходимого давления масла перед центрифугой и определения частоты вращения ротора. В современных центрифугах масло подается под давлением 0,25−0,6 МПа, что обеспечивает частоту вращения ротора 5000−6000 об/мин. Реактивная сила струи масла, вытекающего из одного сопла при установившемся режиме, определяется на основании теории импульсов сил.

где Uм − окружная скорость струи масла; Uc − окружная скорость сопла ротора; м− плотность масла; Vрм − количество масла, проходя-

щего через сопло центрифуги; Fc − площадь отверстия сопла, м2; n − частота вращения ротора; R − расстояние от оси вращения до оси сопла.

Крутящий момент, создаваемый двумя соплами:

Мкр 2pR.

При установившемся режиме вращения

Мкр Мс,

где Мс − момент сопротивления, Мс a bn; a − момент сопротив-

ления в начале вращения, a (5 20)10 4н м/мин; b − скорость на-

растания момента сопротивления, b (0,03 0,1)10 4 н м/мин.

206

Подставив в уравнение (9) значение моментов, получим:

Расход масла через два сопла:

Vрц 2 Fc 2Pa м ,

где ‒ коэффициент расхода масла через сопло, =0,78−0,86; Fc − площадь сопла.

Входящее в уравнение Pа может быть представлено уравнением:

где P1− давление масла на входе в центрифугу, Па; − коэффициент гидравлических потерь, для полнопоточных =0,2−0,5, для неполно-

поточных =0,1−0,2.

Используя выражения (8) и (9) можно определить P1:

Мощность центрифуги

где Uc − окружная скорость сопла; р − импульс силы.

19. СИСТЕМА ПУСКА ДВИГАТЕЛЯ

Для пуска двигателей необходимо его коленчатый вал привести во вращение от постороннего источника энергии. Скорость вращения

207

должна быть доведена до определенной величины. В зависимости от источников энергии различают следующие способы прокрутки коленчатого вала при пуске:

а) ручной; б) электрическим двигателем;

в) вспомогательным двигателем; г) воздушно-пусковым двигателем; д) гидравлическим двигателем;

е) пуск с помощью специальных пиропатронов.

Основными требованиями к системе пуска двигателя являются обеспечение надежного пуска без вспомогательных устройств при −15 °С для карбюраторного двигателя, для дизельного двигателя−5°С электростартером и −(15−20) °С пусковым двигателем. Период пуска характеризуется малой частотой вращения коленчатого вала.

Топливная аппаратура дизелей при этом не обеспечивает качественной подачи топлива. Впервые моменты возможны пропуски подачи топлива или его подача меньшего количества за счет уменьшения активного хода плунжера.

Низкое давление впрыска холодного топлива с повышенной вязкостью не обеспечивает качественного распыливания. Это увеличивает дальнобойность, и топливо может попадать на холодные стенки камеры сгорания. В период пуска непрогретого двигателя наблюдается наибольшая дестабилизация параметров рабочего цикла. Для первых рабочих циклов характерны наибольшие периоды задержки воспламенения, которые даже превышают продолжительность подачи топлива. Жесткость работы двигателя может превышать в 10−15 раз номинальное значение, а максимальное давление цикла в 1,5−2,0 раза больше Pz для прогретого двигателя.

При пуске бензиновых двигателей в условиях низких температур горючая смесь поступает в цилиндры с момента начала прокрутки коленчатого вала. Низкая скорость движения воздуха не обеспечивает получение рабочей смеси в пределах воспламеняемости.

Рабочие циклы осуществляются при наибольших неравномерностях состава горючей смеси, наполнения цилиндров и начала видимого горения. Топливо полностью не сгорает, что способствует отложению нагара и шлаковых образований.

При пуске двигателя в условиях низких температур происходит утечка рабочего тела через неплотности (до 30 %), обратное выталки-

208

вание рабочего тела через впускной клапан, а это приводит к понижению температуры и давления рабочего тела в конце сжатия.

Для надежного пуска двигателя при температуре 0−20 °С минимальная частота вращения коленчатого вала должна составлять у карбюраторных двигателей 35−40 мин-1, а при более низких температурах до 50 об/мин.

Минимальная частота вращения коленчатого вала при пуске дизельного двигателя значительно выше, вследствие особенностей смесеобразования и воспламенения топлива. При температуре окружающего воздуха -5 °С минимальная частота вращения коленчатого вала дизеля должна быть 100−200 об/мин без использования средств облегчения пуска.

19.1. Динамика пуска

Для прокручивания коленчатого вала до пусковой частоты необходимо, чтобы работа, подводимая к коленчатому валу, была равна работе сопротивления вращению

L LT LK Lj ,

где LT − сумма работ, затрачиваемых на преодоление всех потерь на трение; LK − работа, затрачиваемая на расширение и сжатие заряда. У многоцилиндровых двигателей это только в начальный период пуска; Lj − работа, затрачиваемая на преодоление сил инерции подвижных

деталей.

Работа на преодоление трения составляет 60 % всей подводимой работы в начале пуска и 90 % в конце пуска. Достаточно точно определить величину работы для прокручивания коленчатого вала очень сложно, так как ее величина зависит от многочисленных факторов.

19.2.Выбор мощности стартера

Всвязи с недостаточной точностью определения крутящего момента, который должен развивать стартер, исходя из худших условий пуска, для ориентировочного расчета определяют момент сопротивления вращению Ме и необходимую мощность стартера, используя

эмпирические зависимости.

209