Курсовая работа (т): Проектирование гидравлики и гидропривода системы жидкостного охлаждения автомобильного двигателя

0,5(1-f₁/ f₂) = 1 + 0.5 * (1-0.5) = 1.25.

Сумма коэффициентов местных потерь напора на участке 1:

=                                                   (11)

.25 + 0.4925/5 + 0.420 + 0.7056 = 2.4741.           

Суммы коэффициентов местных потерь напора на участке 2:

=                               (12)

.25 + 0.4925 + 0.496 + 3 + 0.8158 = 6.0543,

где  - коэффициент сопротивления термоклапана (термостата).

Полученные расчетные значения коэффициентов потери напора приведены в строке 11 таблицы 1.

.5 Расчетные динамические напоры и потери напора на участках

Расчетный динамический напор Н^р_уч на любом участке гидролиний определяется по формуле:

                                                       (13)

 [м],

 [м],

 [м],

где V_i - расчетная скорость теплоносителя на i-том участке, = 9.81 м/с².

Расчетная потеря напора на участке определяется по формуле, м:

  (14)

 =

 =

.

Общая потеря напора в гидромагистрали «большого кольца»

Таблица 1 Значения потерь напора в системе охлаждения двигателя

11              Коэффициенты местных сопротивлений: -

.0985

.420

.7056

.250

.4925

.496

.8158

.250

2. Конструктивный расчет центробежного насоса

Предполагается, что в системе охлаждения двигателя используется одноступенчатый 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 - лопатка рабочего колеса; 7 - ведущий диск; 8 - лопасть; 9 - вал; 10 - втулка рабочего колеса.

Обозначения: на чертеже в расчетах

Д₂ - диаметр ведущего диска (рабочего колеса);         D₂

Д_конф, d_конф - диаметры конфузора; D_конф, d_конф

Д_г - диаметр горловины рабочего колеса;                           D_г

d_вт - диаметр втулки рабочего колеса;                                d_BT

Д_отв - диаметр спирального отвода;                                     D_отв

l_К - длина конфузора; 1_Д - 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.

.1 Определение коэффициента быстроходности и типа насоса

Коэффициент быстроходности насоса n_S, как параметр, который характеризует тип насоса по скорости вращения, определяется по формуле:

 (15)

где n - частота вращения рабочего колеса насоса, которая приводится в задании на работу, об/мин;

Н^р_н - расчетный напор насоса, м, который также приводится в задании на работу; _р - расчетный расход теплоносителя в системе охлаждения двигателя, м³/с.

Тип насоса - тихоходный, т.к. коэффициент быстроходности меньше 50.

.2 Определение наружного диаметра рабочего колеса D₂

Величина диаметра определяется по формуле

 =                                                             (16)

=  = 0.154546 [м]

где  = 22,83887;

остальные значения ранее определены.

.3 Определение ширины рабочего колеса насоса на выходе из насоса d₂

Ширина определяется по формуле:

 =                                                              (17)

=  = 0.00676 [м]

где К_b=0,635(n_S/100)^5/6, т.к. n_S200

.4 Определение приведенного диаметра входа в рабочее колесо D₁

Величина диаметра определяется по формуле

 =                                                              (18)

где значение К₀ принимается в пределах К₀=4,56,0, принимаем К₀ = 6,0

.5 Определение диаметра горловины рабочего колеса D_г

Определяется по формуле

 (19)

где d_вт - диаметр втулки рабочего колеса (рекомендуется принимать в пределах (0,40,5)D₁, принимаем d_BT = 0,5D₁).

.6 Выбор ширины рабочего колеса напора на входе в насос b₁

Рекомендуется принимать величину b₁ из соотношения

₁=К-b₂,                                                                         (20)

где К=1020, причем меньшее значение К следует принимать при b₂>4мм, а большее значение К - при b₂<2мм. ПринимаемК = 12, следовательно

.7 Выбор углов установки лопаток рабочего колеса на выходе _2ли навходе _л.

Угол установки лопаток рабочего колеса _2л (угол между касательной к ведущему диску и касательной к направлению конца той или иной лопатки) принимается обычно в пределах _2л= 1640°. Лопатки чаще всего делают загнутыми концами назад по отношению к направлению вращения. Такая установка лопаток оптимальна по многим соображениям. Такую установку лопаток следует принять и в данной работе.Принимаем, _2л= 40⁰.

Угол установки лопаток на входе в рабочее колесо _1л принимается в пределах _1л=1425°. Принимаем, _1л = 25⁰.

.8       Определение количества лопаток рабочего колеса и корректировка угловустановки лопаток _2ли _1л

При проектировании рабочего колеса практикой выработано правило -каждая последующая лопатка должна перекрывать своим выходным концом входной конец предыдущей лопатки. Такое требование обеспечивается в том случае, если количество лопаток определено по формуле

                                            (21)

Расчетное число лопаток попадает в рекомендованный диапазон чисел Z = 610.

2.9 Конструирование спирального отвода

Конструирование для центробежных насосов спиральных отводов производится из условия пропорциональности площадей сечений углам раскрытия отвода, гидродинамическим расчетом определяются лишь размеры концевого сечения отвода.

Ширина выходного прямоугольного сечения отвода определяется по формуле

                                      (22)

где  - толщина ведущего диска рабочего колеса насоса (принята конструктивно),

 - толщина зазора между корпусом насоса и частями (диском и лопатками) рабочего колеса (принято конструктивно).

Высота условного прямоугольного выходного сечения отвода h определяется по формуле

 =                                                              (23)

=

где U^P₂ = - максимальная окружная скорость рабочего колеса насоса.

Наконец, высота сечения отвода с противоположной по отношению к сечению выхода из насоса стороны отводаопределяется, как0,5 h, - согласно показанному выше условию пропорциональности площадей сечений отвода углу раскрытия отвода.

В таком случае:

_OTB=D₂+l,5h = 155 +1,5*3,5=160,25 [мм].                                         (24)

.10 Определение размеров конфузора и диффузора насоса

Углы раскрытия диффузора _д и схождения конфузора_кпринимаем равными 10⁰ из рекомендуемого диапазона 8° - 10°, длину диффузора 1_Д и конфузора 1_К(рис.2) принимаем равными 0,1 м. Диаметр диффузора определяем по формулам

_конф= D_г +2 * = 45 +2*1,5 = 48 [мм],                      (25)   _конф= d_конф + 2 *            (26)

.11 Определение действительного расчетного напора, развиваемого насосом

Величина действительного расчетного напора определяется по формуле

                                              (27)

= 0.9 * 0.823 * 1.677 = 1,242 [м],

где Н^р_Тоо - 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; k_z - коэффициент влияния на работу насоса количества лопаток.