δ=4·F ·R3 ·n/G ·r4=4 ·19·104·0,4663·4/1011·1,6·10-7=0,02 м
Шаг пружины равен:
t=δ+r=0,02+0,04=0,06 м
Высота пружины:
Н=t·n=0,24 м.
Проведем проверку касательных напряжений при кручении. Для пружиной стали 50ХФА допустимое [τ]=33,3·108
τ=(F/π·r2)(1+2·R/r)=(19·104/3,14·0,042)(1+2·0,46/0,04)=8,8·108≤[τ];
что является верным, следовательно, пружины проходит по требованию.
4.3. Эскиз пружины.
При расчете водяного радиатора нам необходимо знать параметр be равный 0,23 кг/кВт·ч. Далее вычислим параметр bcool:
bcool=300·be=300 ·0,23=69 кг/кВт·ч
Теперь найдем расход охлаждаемой воды через радиатор:
Gж = Ne · bcool=1500 ·69=103500 кг/ч =28,75 л/с
DТж =10 К– принятый температурный перепад при принудительной циркуляции.
Количество охлаждающей воды, проходящего через радиатор:
G/вод = 2574000 /(4187* 28)= 21,9 кг/с=21,9 л/с;
где cж=4187 Дж/(кг * К)– средняя теплоемкость воды; rж = 1000 кг/м3– средняя плотность воды; DТвозд = 28 К— температурный перепад воздуха в решетке радиатора.
Величина средней температуры охлаждающего воздуха Тср возд = 327 К.
Средняя температура воды в радиаторе
 |
Тср вод =(365+(365–10))/2=360 К,
где Твод вх = 365 К—температура воды перед радиатором;
DТвод = 10 К— температурный перепад воды в радиаторе, принимаемый по данным.
Поверхность охлаждения радиатора
 |
F= 2574000/(1000*(360–327))= 78 м2,
где К = 1000 — коэффициент теплопередачи для радиаторов, Вт/(м2 *К).
Принимаем: rж = 1000 кг/м3– средняя плотность воды.
be=0,23
bcool=69 кг/кВт·ч
Подача насоса равна расходу ОШ двигатель + 10% запаса
Q=24,09 л/с
Проведем проверку. hf – это напор который должен развивать насос чтобы нормально функционировать, и он должен быть равен или быть меньше напора развиваемого насосом Hр.
Hр≥hf=λ·l · υ2/(d ·2 ·g)=0,03 ·12 ·1/(2 ·10 ·0,2)=0,09 м
где l=12 м – длинна трубопровода; d=0,2 м – диаметр трубопровода; λ=0,03 – коэффициент трения в трубе.
Вывод: необходим насос с производительностью 25 л/с и Напором 10 см
К25/0,1
Составляющие теплового баланса дизеля с наддувом были определены выше и составляют соответственно :
|
Теплота, эквивалентная эффективной работе |
0,46 |
|
Теплота, передаваемая охлаждающей среде |
0,21 |
|
Теплота, унесенная с отработавшими газами |
0,33 |
Сумма соответствующих коэффициентов в % равна 1,0.
Эффективная мощность Ne=1500 кВт; степень повышения
давления 
; политропный КПД 
;
температура охлаждающей воды до теплообменника 
;
температура охлаждающей воды после теплообменника 
;
показатель политропы m=1,6; 
; 
.
6.1. Расчетные данные
Массовый расход газа через охладитель определим по формуле:
m’=Ne·bair=8·1500=12000 кг/ч.
Запишем выражение для температуры газа при входе в охладитель
Tr=700 К.
Выражение для теплового потока имеет следующий вид
Q=m’·cp. ·(Tr-T0)=12000 ·1·(700-300)/3600=667 кВт
Параметры газа соответствуют адиабатическим.
Необходимый расход охлаждающей воды через теплообменник определяется по формуле
G/вод= 21,9 л/с.
Необходимую площадь поверхность теплообмена определяется по формуле
A=Q/(k·ΔTcp)
, где
–
коэффициент теплопередачи; 
– среднелогарифмический температурный напор,
который определяется по формуле
, где
и 
-
большая и меньшая из 
и 
.
Подставим числовые значения
.
Найдем площадь поверхности теплообмена
A=667/(0,15·10)=444 м2.
Количество трубок в пучке теплообменника определяется по формуле
, где
d=0,1 м –
внутренний диаметр трубок; L=12 м– длина
трубок.
Подставляем числовые значения
z=444/(3,14·0,1·12)=58,9 .
Число ходов выбираем равное 7, следовательно, в пучке количество труб равно: 58,9/7=8,4≈8.
1. Под общей редакцией В. А. Ваншейдта, Н. И. Иванченко, Л. К. Коллерова. ДИЗИЛИ. Справочник. – Л., «Маштностроение» 1977.
2. Дьяченко Н.Х. и др. Теория двигателей внутреннего сгорания. – Л.: Машиностроение. 1974. –551 с.
3. Ливенцев Ф.Л. Силовые установки с двигателями внутреннего сгорания – Л.: Машиностроение. 1969. –320 с.
4. В. И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроения – М.: Машиностроение 1979.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.