Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Филиал
Государственного образовательного учреждения
высшего профессионального образования
Московский государственный индустриальный университет
в г.Кинешме (КФ ГОУ МГИУ)
КУРСОВАЯ РАБОТА
По дисциплине «Гидравлика и гидропневмопривод»
На тему «ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГИДРАВЛИКИ И ГИДРОПРИВОДА СИСТЕМЫ ЖИДКОСТНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ АВТОМОБИЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ»
Выполнил: Ашуров Тимур гр.3641
Проверил: Дубинин А.П.
КИНЕШМА 2009
Оглавление.
Цель, содержание и исходные данные к курсовой работе 4
Указания к оформлению и выполнению курсовой работы 5
Образец титульного листа курсовой работы 9
ОПИСАНИЕ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ 11
РАЗДЕЛ 1. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
ДВИГАТЕЛЯ 12
1.5. Расчетные динамические напоры и потери напора на участках 18
РАЗДЕЛ 2. КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА. …….18
2.10. Выбор размеров конфузора на входе в насос и диффузора на выходе
из насоса 23
2.11. Определение действительного расчетного напора, развиваемого
запроектированным насосом, (Ндн)р 23
РАЗДЕЛ 3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ И К.П.Д. НАСОСА В
РАСЧЕТНОМ РЕЖИМЕ ЕГО РАБОТЫ 24
РАЗДЕЛ 4. РАСЧЕТ ТЕОРЕТИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА 25
Вопросы к курсовой работе 31
Библиографический список 32
Цель, содержание и исходные данные к курсовой работе.
Целью курсовой работы является проектирование гидравлики и гидропривода
системы жидкостного охлаждения автомобильного двигателя.
Содержание расчетной части курсовой работы.
Исходные данные к курсовой работе.
9. Диаметры (внутренние) коллекторов радиатора d2 = 50, мм.
10. Внутренние диаметры у всех трубопроводов гидролиний d3 = 15, мм.
11. Полная длина трубопроводов участка гидролиний, первого по ходу движения от
двигателя к радиатору L1 = 0,7, м.
12. Полная длина трубопроводов второго участка гидролиний L2 = 1,5, м.
ОПИСАНИЕ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ.
Система охлаждения двигателя состоит (рис.1) из центробежного насоса 1, устройства охлаждения двигателя 2, радиатора для охлаждения теплоносителя потоком воздуха 3, термоклапана 4 и соединительных трубопроводов - гидролиний 5. Все указанные элементы системы входят в так называемый «большой» круг охлаждения. Имеется и «малый» круг охлаждения, когда теплоноситель не заходит в радиатор. Причины наличия как «большого», так и «малого» кругов охлаждения представлены в специальных дисциплинах. Расчету подлежит только «большой» круг, как расчетный тракт движения охлаждающей жидкости (теплоносителя).
Устройство охлаждения двигателя состоит из «рубашки» охлаждения крышки (головки) цилиндров двигателя (2а), «рубашки» охлаждения боковых стенок цилиндров двигателя (в виде вертикальных ходов цилиндрических формы, расположенных по двум сторонам двигателя) (26) и двух цилиндрических коллекторов для сбора охлаждающей жидкости (2в). Представление «рубашки» охлаждения боковых стенок цилиндров в виде вертикальных ходов является условным, но достаточно близким к действительности и именно такое представление рассматриваемого элемента устройства охлаждения двигателя можно было бы использовать при проведении гидравлического расчета системы охлаждения двигателя.
Радиатор 3 состоит из верхнего (За) и нижнего (36) коллекторов, вертикальных трубок (Зв), по которым теплоноситель движется от верхнего коллектора в нижний. Термоклапан (термостат) является автоматически действующим дроссельным устройством, предназначенным для изменения движения теплоносителя либо по «большому», либо по «малому» кругам. Устройства и принципы действия радиатора и термоклапана (термостата) изучаются в специальных дисциплинах.
Теплоноситель при его движении по «большому» кругу преодолевает следующий путь: центробежный насос - рубашка охлаждения крышки цилиндров -вертикальные ходы в стенках двигателя - нижние коллекторы устройства охлаждения двигателя - узел соединения двух потоков - термоклапан - верхний коллектор радиатора - трубки радиатора - нижний коллектор радиатора - вход в насос. По пути преодолевается ряд «местных» сопротивлений в виде внезапных расширений или сужений потока, поворотов на 90°, а также в виде дроссельного устройства (термоклапана).
Все гидролинии системы охлаждения двигателя изготовлены из технически гладких труб, причем внутренние диаметры труб на всем протяжении гидролиний
одинаковы и равны d3. В задании приводятся также значения диаметров нижнего коллектора устройства охлаждения двигателя d1 и обоих коллекторов радиатора d2, а также длина коллекторов радиатора lр=0,5 м.
Теплоносителем в системе охлаждения двигателя принимается охлаждающая жидкость, у которой при температуре +4 °С плотность составляет =1080 кг/м3 , а кинематическая вязкость м2/с. Это могут быть жидкости «Антифриз», «Тосол», «Лена», «Прайд» или другие.
1.1. Определение расчетного расхода теплоносителя в системе охлаждения двигателя QР.
Вначале определяется количество теплоты, отводимое от двигателя с охлаждающим теплоносителем q в расчетном режиме работы двигателя:
( 1)
где q - количество теплоты, отводимое от двигателя с охлаждающим теплоносителем, кВт; Nдв и принимаются из задания на работу. Затем определяется QР, по формуле:
(2)
где Qр - расчетный расход теплоносителя в системе охлаждения двигателя, м3/с; q - величина определяемая по формуле (1); Ср - удельная теплоемкость теплоносителя при постоянном давлении, составляющая 4,2 кДж/(кг*°С); ср - плотность средняя по тракту движения теплоносителя, кг/м ; t1-t2 - перепад температур теплоносителя в расчетном режиме работы двигателя, °С.
Значение ср следует определить посредствам линейной интерполяции из двух значений , а именно из уже показанного выше значения при температуре +4 °С плотность составляет =1080 кг/м3 и из значения при температуре +100 °С, равного 960 кг/м3 . Значение ср находится при температуре tср=(t1+t2)/2 по формуле:
1.2. Определение расчетных скоростей движения теплоносителя, значений числа Рейнольдса и режима движения теплоносителя.
Расчетная скорость движения теплоносителя на любом из участков гидролиний Vуч, м/с, определяется как результат деления расчетного расхода теплоносителя на участке (в данном случае QР или Qр/2, м3/с) на расчетную площадь сечения теплопровода на участке:
где Vуч - расчетная скорость движения теплоносителя на любом из участков гидролиний, м/с; Q - значение Qр или Qр/2, м /с; fуч - расчетная площадь сечения теплопровода, м2, определяемая по формуле:
,
в которой d3 - внутренний диаметр труб на всем протяжении гидролиний, м.
Число Рейнольдса на любом из участков определяется по формуле:
(3)
где Vуч и dз - ранее определенные значения; - кинематическая вязкость те-плоносителя на участке, м2/с, определяемая для участка с длиной L1 при температуре t1, а для участка с длиной L2 по температуре tср=(t1+t2)/2. Определение при указанных значениях температур следует производить по формуле:
( 4 )
1.3. Определение коэффициента трения на участках.
(7)
г) при турбулентном режиме движения в заведомо коротком трубопроводе:
(8)
1.4. Определение или выбор коэффициентов местных потерь напора(сопротивлений).
а) Коэффициент для резкого поворота на 90° равен п=1; для плавного же
поворота на 90° (отвода) значение п следует рассчитывать по формуле:
(9)
где d - диаметр трубопровода равный с d3; R - радиус поворота. В данном
случае рекомендуется принять значение R для всех поворотов, равное
поскольку формула (9) справедлива при R=(35).
б) Коэффициент для внезапного сужения (выход из коллектора устройства
охлаждения двигателя в трубопровод; выход из коллектора радиатора в
трубопровод) следует определять по формуле:
(10)
где f1 и f2- площади сечений потока соответственно после и до сужения. Для выхода из коллектора устройства охлаждения двигателя значение f1
подсчитывается по формуле : , а значение f2 по формуле : ,
причем получается, что отношение . Для выхода из коллектора радиатора, , а, где d2 приводится в задании на работу, lр=0,5 м.
в) Коэффициент для внезапного расширения (вход в верхний коллектор радиатора) следует определить по формуле:
(11)
где f1 и f2 - площади сечений потока соответственно до и после расширения. Причем для входа в радиатор следует принять .
г) Коэффициент для узла слияния потоков от двух сторон двигателя сл следует определить как для так называемого «сложного местного сопротивле-
ния», состоящего как бы из двух «простых» местных сопротивлений, а
именно из резкого поворота на 90° и резкого же сужения при отношении
f1/f2 = 0,5, т.е. величина сл для узла слияния принимается равной сумме из двух для указанных «простых» местных сопротивлений.
д) Коэффициент для термоклапана следует принять по рекомендациям равным кл=3,0.
1.5. Расчетные динамические напоры и потери напора на участках.
Расчетный динамический напор Нруч на любом участке гидролиний определяется по формуле:
(12)
Где Vуч - расчетная скорость теплоносителя на участке, м/с; g = 9,81 м/с2. Расчетная потеря напора на участке определяется по формуле, м:
(13)
РАЗДЕЛ 2. КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА.
Предполагается, что в системе охлаждения двигателя используется односту
пенчатый центробежный насос консольного типа, основные элементы которого
представлены на рис.2. Здесь 1 - конфузор (всасывающий патрубок); 2 - рабочее
колесо; 3 - отвод спиральный; 4 - диффузор (напорный патрубок); 5 - язык; 6 - ло
патка рабочего колеса; 7 - ведущий диск; 8 - лопасть; 9 - вал; 10 - втулка рабочего
колеса; На чертеже В расчетах
Д2 - диаметр ведущего диска (рабочего колеса); D2
Дконф, dконф - диаметры конфузора; Dконф, dконф
Дг - диаметр горловины рабочего колеса; Dг
dвт - диаметр втулки рабочего колеса; dBT
Дотв - диаметр спирального отвода; Dотв
lК - длина конфузора; 1Д - длина диффузора; к - угол схождения конфузора; д- угол раскрытия диффузора; n - частота вращения рабочего колеса; (гл - угол установки лопаток рабочего колеса на выходе; b1, b2 - ширина рабочего колеса насоса на входе и выходе; h - высота условного выходного сечения отвода.
2.1. Определение коэффициента быстроходности и типа насоса.
Коэффициент быстроходности насоса nS, как параметр, который характеризует тип насоса по скорости вращения, определяется по формуле:
(14)
где n - частота вращения рабочего колеса насоса, которая приводится в задании на работу, об/мин; Нрн - расчетный напор насоса, м, который также приводится в задании на работу; Qр - расчетный расход теплоносителя в системе охлаждения двигателя, м3/с.
По величине nS устанавливается тип центробежного насоса. При этом учитывается, что значениям nS50 соответствуют тихоходные насосы, а значениям nS>50 соответствуют нормальные насосы.
2.2. Определение наружного диаметра рабочего колеса D2, м.
Определяется по формуле:
, (15)
где; остальные значения ранее определены.
2.3. Определение ширины рабочего колеса насоса на выходе из насоса d2, м.
Определяется по формуле:
(16)
где Кb= 0,8(nS/100)1/2, если nS200
Кb=0,635(nS/100)5/6, если nS >200.
2.4. Определение приведенного диаметра входа в рабочее колесо D1, м.
Определяется по формуле:
, (17)
где значение К0 принимается в пределах К0=4,56,0.
2.5. Определение диаметра горловины рабочего колеса Dг, м.
Определяется по формуле:
, (18)
где dвт - диаметр втулки рабочего колеса, м; рекомендуется принять
2.6. Выбор ширины рабочего колеса напора на входе в насос b1, м.
Следует принять величину b1 из соотношения: b1=К-b2, где К=1020, причем меньшее значение К принять при b2>4мм, а большее значение К при b2<2мм. Переход от b1 к b2 при конструировании насоса выполнить плавным и вогнутым внутрь насоса, а не прямолинейным (рис.2).
2.7. Выбор углов установки лопаток рабочего колеса на выходе 2л и на
входе л.
2л= 1640°.
1л=1425°.
2.8. Выбор количества лопаток рабочего колеса и корректировка углов
установки лопаток 2л и 1л.
(19)
где ; - радиусы входа в рабочее колесо и выхода из него;
1л, 2л - углы установки лопаток, принятые по п.2.7.
Вместе с тем, по ряду соображений 2.9. Конструирование для насоса спирального отвода.
В таком случае ширина выходного прямоугольного сечения отвода определяется по формуле:
bотв = b2+ д + 2заз , (20)
где д - толщина ведущего диска рабочего колеса насоса; заз - толщина зазора между корпусом насоса и частями рабочего колеса (диском и лопатками).
Предлагается принять д=2 мм; заз=1,5 мм.
Далее определяется высота условного прямоугольного выходного сечения отвода h. Для этого следует использовать формулу:
, (21)
где UP2 - расчетная максимальная окружная скорость рабочего колеса насоса, определяемая по формуле, м/с:
(22)
Наконец, определяется высота сечения отвода с противоположной по отношению к сечению выхода из насоса стороны отвода. Эта высота должна равняется 0,5 h, - согласно показанному выше условию пропорциональности площадей сечений отвода углу раскрытия отвода.
В таком случае:
DOTB=D2+l,5hважно, чтобы число лопаток
2.10. Выбор размеров конфузора на входе в насос и диффузора на выход из насоса.
Углы раскрытия диффузора д и схождения конфузора к принять равными 810°. Длину диффузора 1Д и конфузора 1К принять равными 0,1 м (рис.2). Диаметр диффузора определяем по формуле:
Диаметры конфузоров Dконф и dконф определяем по формулам:
dконф = Dг +2
находилось в пределах Z = 610.
2.11. Определение действительного расчетного напора, развиваемого запроектированным насосом, (Ндн)р.
Величина (Ндн)р определяется по формуле:
, (24)
где НрТоо - теоретический (без потерь) напор, создаваемый насосом в рабочем режиме работы (при бесконечно большом количестве лопаток и отсутствии гидравлических потерь в насосе), м; г - гидравлический К.П.Д. насоса, учитывающий гидравлические потери внутри насоса; kz - коэффициент влияния на работу насоса количества лопаток.
Величина при отсутствии предварительной закрутки потока на входе в рабочее колесо насоса, что следует принять и в данной работе, определяется по формуле:
, (25)
где UP2 - определенная выше максимальная окружная скорость рабочего колеса насоса, а все остальные величины, входящие в формулу (25), принимаются по результатам предыдущих расчетов; g=9,81 м/с2 .
Величина kZ определяется по формуле:
(26)
где Z - принятое в проектировании число лопаток (п. 2.8.).
Гидравлический К.П.Д. центробежных насосов принимается обычно в пределах г = 0,80,9.
Запроектированный насос должен обеспечивать такой действительный напор (Ндн)р, который требуется по результатам гидравлического расчета тракта охлаждения Нрн, т.е. важно в любом случае, чтобы выполнялось условие (Ндн)р = НРН.=1.45
РАЗДЕЛ 3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ И К.П.Д. НАСОСА В РАСЧЕТНОМ РЕЖИМЕ ЕГО РАБОТЫ.
3.1. Гидравлическая (она же полезная) мощность насоса.
Определяется по формуле, Вт:
, (27)
где - плотность жидкости, протекающей через насос =ср, кг/м3 .
3.2. Полный К.П.Д. насоса.
Определяется по формуле:
, (28)
где - объемный к.п.д. насоса, учитывающий утечки жидкости через различные неплотности в насосе; обычно = 0,950,96, причем не зависит от режима работы насоса;
- уже отмеченный выше гидравлический к.п.д., учитывающий потери напора на преодоление гидравлических сопротивлений в насосе и отвода; обычно, как уже было сказано выше, =0,850,9, причем зависит от режима работы насоса;
- механический к.п.д., учитывающий потери на трение в насосе, в том числе на трение жидкости о стенки колес и стенки насоса; обычно =0,970,98, причем не зависит от режима работы насоса.
3.3. Мощность (она же потребляемая мощность) насоса.
Определяется по формуле:
, (29)
где - полный к.п.д. насоса.
3.4. Расчетная мощность двигателя для насоса:
Определяется по формуле:
, (30)
где k = 1,1 - коэффициент запаса, учитывающий потери в передаче энергии от двигателя к насосу.
В данном случае речь должна идти фактически о расчетной мощности, отбираемой от двигателя автомобиля для привода насоса.
РАЗДЕЛ 4. РАСЧЕТ ТЕОРЕТИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА.
Общие положения.
4.1. Теоретическая характеристика насоса по напорам.
Эта часть теоретической характеристики состоит из трех графиков и соответственно строится в три этапа.
а) Вначале строится график = f(Q)
Аналитической основой для построения этого графика является формула (25). Из этой формулы видно, что величина снижается пропорционально увеличению Q, причем график зависимости от Q является прямолинейным. Такой график может быть построен по двум точкам, из которых первая соответствует уже известным значениям Q = QP и =, а вторая соответствует значениям Q = 0 и , получаемому по формуле: . Величина U2 =UP2 = соnst известна из предыдущих расчетов, причем постоянной эта величина является по той причине, что nр=n=соnst (формула 22).
б) Затем строится график НТ = f(Q).
Этот график отличается от графика = тем, что в нем учитывается влияние конечного числа лопаток рабочего колеса. Значения Нт на графике Нт = f(Q) получаются умножением значений на коэффициент kz < 1, который, согласно формуле 26, не зависит от Qр. График НТ = f(Q) может быть построен только по одной точке с координатами Qр и Нрт, где . После нанесения этой одной точки график НТ = f(Q) проводится параллельно графику = .
в) Наконец, строится график .
Аналитической основой для построения этого графика служит формула (24), в которой величина зависит от Q. Построение графика состоит в нанесении вниз от любой из точек графика в масштабе для напоров значений гидравлических потерь напора в насосе Нr. Величины Нr рассчитываются по формуле:
, (31)
где А - коэффициент пропорциональности, не зависящий от режима работы насоса, т.е. А не зависит от Q.
Независимость А от Q позволяет определить значение А при расчетных значениях Q = Qр и по формуле:
А = (32)
При этом величина АНРГ определяется по формуле:
= (33)
где и - принимаются из предыдущих расчетов, а величина .
Отложив величину от точки графика с координатами и Qр, можно получать первую точку графика . Другие точки графика получаются при различных принимаемых значениях Q. Считая величину А в формуле (31) независящей от Q, рассчитываются при А = соnst; различные значения (формула 31) и эти значения наносятся в масштабе для напоров вниз от графика . Причем при Q=0 и = 0. Получаемый график является искомой характеристикой насоса по напорам. График имеет вид квадратичной параболы. 4.2. Теоретическая характеристика насоса по гидравлической мощности.
Аналитической основой для построения такой характеристики является формула (27). Используется уже построенная характеристика насоса по напорам из которой принимаются при различных значениях Q значения Ндн. Причем в формулу (27) вместо Qр и подставляются принимаемые значения Q и .
В результате получается ряд значений Nr (при разных значениях Q), в том числе ранее рассчитанное значение Nr в расчетном режиме работы насоса ().
График зависимости Nr от Q имеет вид квадратичной параболы, поскольку величина Nr через величину в составе оказывается зависящей от Q2. Причем при Q = 0 величина Nr = 0.
4.3. Теоретическая характеристика насоса по К.П.Д.
Основой для получения зависимости от Q (рис. 36) являются:
а) ранее построенный график ;
б) полученные ранее при разных значениях Q значения , в том числе зна-
чения = 0 при Q = 0 и при Q = Qр (формула 32);
в) формула (29), в которой все входящие в нее величины используются в этом
случае без индекса, причем формула представляется в следующем виде:
=Nr /N (34)
где N - потребляемая при разных значениях Q потребляемая мощность насоса, Вт;
Построение искомой характеристики производится в три этапа.
На первом этапе рассчитываются при разных значенияхQ, включая Q = QP и Q=0, добавки к соответствующим величинам Nг:
а) добавки, которые учитывают механические потери мощности в насосе, не
зависят от режима работы насоса и потому рассчитываются по формуле,
Вт:
, (35)
где - принимается из расчета по разделу З.2.;
б) добавки, которые учитывают объемные потери мощности в насосе, опять
же не зависят от 0 и потому рассчитываются по формуле, Вт:
(36)
где - принимается из расчета по разделу З.2.;
в) добавки, которые учитывают гидравлические потери мощности в насосе,
зависят от режима работы насоса, т.е. от Q, и поэтому рассчитываются по
формуле, Вт:
(37)
где принимается, как уже говорилось из предыдущих расчетов, м; -плотность, кг/м ; g =9,81 м/с
QP Q м3/с (3QP)
QP Q м3/с (3QP)
QP Q м3/с (3QP)
РисЗ Теоретическая характеристика центробежного насоса построенная по результатам расчетов.
а) Теоретическая характеристика насоса по напорам
б) Теоретическая характеристика насоса по гидравлической мощности
и КПД
Вопросы к курсовой работе.
10.Чем определяется выбор числа лопаток у центробежного насоса? Какое оптимальное число лопаток?
11.Какие потери энергии имеются в насосе?
12.Как строится теоретическая характеристика насоса по напорам?
13.Как строится теоретическая характеристика насоса по гидравлической мощности?
14.Как строится характеристика насоса по К.П.Д.?
15.Что такое «Мощность холостого хода» насоса, и из каких величин она состоит?
Библиографический список.
Ю.Попов С.А., Тимофеев Г.А.. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. - М.: Высшая школа, 2002. - 411 с.
П.Колчин А.И., Демидов В.П., Расчет автомобильных и транспортных двигателей: Учебное пособие для ВУЗов. - 3-е изд. перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 2002.- 496 с.
12.Синельников А.Ф., Балабанов В.И. Автомобильные топлива, масла и эксплуатационные жидкости. Краткий справочник. - М.: ЗАО "КЖИ За рулем", 2003.-176 с.