 |
 |
 |
|
|||||||||
|
 | |||||||||||
|
 |
||||||||
|
МЕНЮ
|
БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Курсовая: Автомобиль. Рабочие процессы и экологическая безопасность двигателяКурсовая: Автомобиль. Рабочие процессы и экологическая безопасность двигателяМИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РФСЕВЕРО - ЗАПАДНЫЙ ЗАОЧНЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ КАФЕДРА АВТОМОБИЛЬНОГО ТРАНСПОРТА КУРСОВАЯ РАБОТА ПО ДИСЦИПЛИНЕ : РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ И ЭКОЛОГИЧЕСКАЯ БЕЗОПАСНОСТЬ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВЫПОЛНИЛ СТУДЕНТ III КУРСА ФАКУЛЬТЕТА ЭМ и АП СПЕЦИАЛЬНОСТЬ 2401 ШИФР ____________ = . . = РУКОВОДИТЕЛЬ РАБОТЫ : = А. Д. ИЗОТОВ = г. ЗАПОЛЯРНЫЙ 1998 г. ВведенИЕ Стр.3 2. ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ВЫБОР АНАЛОГА ДВИГАТЕЛЯ Стр.4. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ. Стр.5 ПРОЦЕСС ВПУСКА Стр.6 ПРОЦЕСС СЖАТИЯ Стр.6 ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ Стр.6 ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ Стр.7 ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ. Стр.7 ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ . Стр.8 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ. Стр.9 ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ. Стр.10 КИНЕМАТИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА. Стр.10 ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ. Стр. 12 РАСЧЕТ РАДИАЛЬНОЙ (N) , НОРМАЛЬНОЙ (Z) И ТАНГЕНЦИАЛЬНОЙ СИЛ ДЛЯ ОДНОГО ЦИЛИНДРА. Стр.13 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНЫХ НАБЕГАЮЩИХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА. Стр.17 ВЫВОДЫ. Стр.18 СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ. Стр.19 ВВЕДЕНИЕ . На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью, долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства. В настоящее время особое внимание уделяется уменьшению токсичности выбрасываемых в атмосферу вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателей . Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства , обусловили необходимость создания специализированных моторных заводов . Успешное применение двигателей внутреннего сгорания , разработка опытных конструкций и повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания . Выполнение задач по производству и эксплуатации транспортных двигателей требует от специалистов глубоких знаний рабочего процесса двигателей , знания их конструкций и расчета двигателей внутреннего сгорания . Рассмотрение отдельных процессов в двигателях и их расчет позволяют определить предполагаемые показатели цикла , мощность и экономичность , а также давление газов , действующих в надпоршневом пространстве цилиндра , в зависимости от угла поворота коленчатого вала . По данным расчета можно установить основные размеры двигателя (диметр цилиндра и ход поршня ) и проверить на прочность его основные детали . ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ . По заданным параметрам двигателя произвести тепловой расчет , по результатам расчета построить индикаторную диаграмму , определить основные параметры поршня и кривошипа . Разобрать динамику кривошипно-шатунного механизма определить радиальные , тангенциальные , нормальные и суммарные набегающие силы действующие на кривошипно-шатунный механизм . Построить график средних крутящих моментов . Прототипом двигателя по заданным параметрам может служить двигатель ЗИЛ-164 . ТАБЛИЦА 1. Параметры двигателя . Номинальная мощность КВт. Число цилиндров Расположение цилиндров . Тип двигателя . Частота вращения К.В. Степень сжатия . Коэффициент избытка воздух 90 6 Рядное . Карбюратор. 5400 8,.2 0,95 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ . При проведении теплового расчета необходимо правильно выбрать исходные данные и опытные коэффициенты , входящие в некоторые формулы . При этом нужно учитывать скоростной режим и другие показатели , характеризующие условия работы двигателя . ТОПЛИВО : Степень сжатия ( = 8,2 . Допустимо использование бензина АИ-93 ( октановое число = 81(90 ) . Элементарный состав жидкого топлива принято выражать в единицах массы . Например в одном килограмме содержится С = 0,855 , Н = 0,145 , где От - кислород ; С- углерод ; Н - водород . Для 1кг. жидкого топлива , состоящего из долей углерода , водорода , и кислорода , при отсутствии серы можно записать : С+Н+От = 1 кг . ПAРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ТЕЛА: Определение теоретически необходимого количества воздуха при полном сгорании жидкого топлива . Наименьшее количество кислорода Оо , которое необходимо подвести извне к топливу для полного его окисления , называется теоретически необходимым количеством кислорода . В двигателях внутреннего сгорания необходимый для сгорания кислород содержится в воздухе , который вводят в цилиндр во время впуска . Зная , что кислорода в воздухе по массе 0,23% , а по объему 0,208% , получим теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива : кг. кмоль. Действительное количество воздуха , участвующего в сгорании 1 кг. топлива при (=0,9 : (lo = 0.9*14.957 = 13.461 кг ; (Lo = 0,9 * 0,516 = 0,464 . При молекулярной массе паров топлива (т = 115 кмоль , найдем суммарное количество свежей смеси : М1 = 1/ (т + (Lo = 1/115+0,464 = 0,473 кмоль. При неполном сгорании топлива ( ((1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО) , углекислого газа (СО2) , водяного пара (Н2О) , свободного водорода (Н2) , и азота (N2) . Количество отдельных составляющих продуктов сгорания и их сумма при К=0,47 (постоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода , содержащихся в продуктах сгорания).: Мсо = 2*0,21*[(1-()/(1+K)]*Lo = 0,42*(0,1/1,47)*0,516 = 0,0147 кмоль. МСО2 = С/12- Мсо = 0,855/12-0,0147 = 0,0565 кмоль. МН2 = К* Мсо = 0,47*0,0147 = 0,00692 кмоль. МН2О = Н/2 - МН2 = 0,145/2-0,00692 = 0,06558 кмоль. МN2 = 0,792*(Lo = 0,792*0,9*0,516 = 0,368 кмоль. Суммарное количество продуктов сгорания : М2 = 0,0147+0,0565+0,00692+0,06558+0,368 = 0,5117 кмоль. Проверка : М2 = С/12+Н/2+0,792*(Lo = 0,855/12+0,145/2+0,792*0,9*0,516 = 0,5117 . Давление и температура окружающей среды : Pk=Po=0.1 (МПа) и Tk=To= 293 (К) , а приращение температуры в процессе подогрева заряда (Т = 20о С . Температура остаточных газов : Тr = 1030o К . Давление остаточных газов на номинальном режиме определим по формуле : PrN = 1.16*Po = 1,16*0,1 = 0,116 (МПа) . , где РrN - давление остаточных газов на номинальном режиме , nN - частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме равное 5400 об/мин. Отсюда получим : Рr=Р0(( 1,035+ Ар(10-8 (n2)= 0,1((1,035+0,42867(10-8(54002) = 0,1((1,035+0,125)=0,116 (Мпа) ПРОЦЕСС ВПУСКА . Температура подогрева свежего заряда (Т с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается (ТN =10о С . Тогда : (Т = Ат ( (110-0,0125(n) = 0,23533((110-0,0125(5400)= 10о С . , где Р0 =0,1 (Мпа) ; Т0 = 293 (К) ; В - удельная газовая постоянная равная 287 (Дж./кг*град.) ( (0 = ( 0,1*106)/(287*293) = 1,189 (кг/м3). Потери давления на впуске (Ра , в соответствии со скоростным режимом двигателя (примем ((2+(вп)= 3,5 , где ( - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра , (вп - коэффициент впускной системы ) , (Ра = ((2+(вп)* Аn2*n2*((k /2*10-6) , где Аn = (вп/ nN , где (вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы ((вп = 95 м/с) , отсюда Аn= 95/5400 = 0,0176 . : (k = (0 = 1,189 ( кг/м3) .( (Ра = (3,5( 0,1762(54002(1,189(10-6)/2 = (3,5(0,0003094(29160000(1,189(10-6) = 0,0107 (Мпа). Тогда давление в конце впуска составит : Ра = Р0 - (Ра = 0,1- 0,0107 = 0,0893 (Мпа). Коэффициент остаточных газов : , при Тк=293 К ; (Т = 10 С ; Рr = 0,116 (Мпа) ; Тr = 1000 K ; Pa= 0.0893 (Мпа);( = 8,2 , получим : (r = (293+10)/1000*0,116/(8,2*0,0893-0,116) =0,057. (К). ПРОЦЕСС СЖАТИЯ. Учитывая характерные значения политропы сжатия для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы n= 1,37 . Давление в конце сжатия: Рс = Ра ((n = 0.0893( 8.21.37 = 1,595 (Мпа). Температура в конце сжатия : Тс = Та(((n-1) = 340,6(8,20,37 = 741,918( 742 (К). Средняя молярная теплоемкость в конце сжатия ( без учета влияния остаточных газов): mcv’ = 20,16+1,74(10-3(Тс = 20,16+1,74(10-3(742 = 21,45 (Кдж/кмоль(град.) Число молей остаточных газов : Мr = (((r(L0 = 0,95(0,057(0,516=0,0279 (кмоль). Число молей газов в конце сжатия до сгорания: Мс= М1+Мr = 0,473+0,0279= 0,5(кмоль) ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ . Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторном двигателе при ( ((1) : mcв’’ = (18,4+2,6(()+(15,5+13,8(()(10-4(Тz= 20,87+28,61(10-4(Тz = 20,87+0,00286(Тz (Кдж/кмоль(К). Определим количество молей газов после сгорания : Мz = M2+Mr = 0,5117+0,0279 = 0,5396 (кмоля) . Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси находится по формуле : ( = Мz / Mc = 0,5397/0,5 = 1,08 . Примем коэффициент использования теплоты (z = 0,8 , тогда количество теплоты , передаваемой на участке lz при сгорании топлива в 1 кг. : Q = (z((Hu-(QH) , где Hu - низшая теплотворная способность топлива равная 42700 (Кдж/кг)., (QH =119950((1-()( L0 - количество теплоты , потерянное в следствии химической неполноты сгорания : (QH = 119950((1-0,95) (0,516 = 3095 (Кдж/кг) , отсюда Q = 0,8((42700-3095) =31684 (Кдж/кг). Определим температуру в конце сгорания из уравнения сгорания для карбюраторного двигателя (((1) : , тогда получим : 1,08(20,87+0,00286*Тz)*Tz = 36636/(0,95*0,516*(1+0,057))+21,45*742 22,4Тz +0,003Тz2 = 86622 ( 22,4 Тz +0,003 Тz2 - 86622 = 0 Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое : Рz = Pc*(*Tz /Tc = 1,595*1,08*2810/742 = 6,524 (Мпа) . Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания : Рzд = 0,85*Рz = 0,85*6,524 =5,545 (МПа) . Степень повышения давления : ( = Рz / Рс = 6,524/1,595 = 4,09 ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ . С учетом характерных значений показателя политропы расширения для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы расширения n2 = 1,25 Давление и температура в конце процесса расширения : 2810/1,7=1653 К Проверка ранее принятой температуры остаточных газов : 1653/ 1,6 = 1037 К . Погрешность составит : (= 100*(1037-1030)/1030 = 0,68% , эта температура удовлетворяет условия (( 1,7 . ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА . Теоретическое среднее индикаторное давление определенное по формуле : =1,163 (МПа) . Для определения среднего индикаторного давления примем коэффициент полноты индикаторной диаграммы равным (и = 0,96 , тогда среднее индикаторное давление получим : рi = 0,96* рi’ = 0,96*1,163 = 1,116 (МПа) . Индикаторный К.П.Д. : (i = pi l0 ( / (QH (0 (v ) = (1,116 *14,957*0,9)/(42,7*1,189*0,763) = 0,388 , Qн = 42,7 МДж/кг. Индикаторный удельный расход топлива : gi = 3600/ (QH (i ) = 3600/(42,7*0,388) =217 г/КВт ч. Эффективные показатели двигателя . При средней скорости поршня Сm = 15 м/с. , при ходе поршня S= 75 мм. и частотой вращения коленчатого вала двигателя n=5400 об/мин. , рассчитаем среднее давление механических потерь : Рм = А+В* Сm , где коэффициенты А и В определяются соотношением S/D =0,75(1 , тогда А=0,0395 , В = 0,0113 , отсюда Рм = 0,0395+0,0113*15 =0,209 МПа. Рассчитаем среднее эффективное давление : ре = рi - pм = 1,116-0,209= 0,907 МПа. Механический К.П.Д. составит : (м = ре / рi = 0,907/ 1,116 = 0 ,812 Эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива : (е= (i (м = 0,388*0,812 = 0,315 ; ge = 3600/(QH (е) = 3600/(42,7*0,315) = 268 г/КВт ч Основные параметры цилиндра и двигателя. Литраж двигателя : Vл = 30(( Nе / (ре n) = 30*4*90/(0,907*5400) = 2,205 л. Рабочий объем цилиндра : Vh = Vл / i = 2,205 / 6 = 0,368 л. Диаметр цилиндра : D = 2(103(( Vh((S) = 2*10^3*(0,368/(3,14*75))^(0,5)= 2*103*0,0395 = 79,05 мм.( 80 мм. Окончательно приняв S = 75 мм. и D = 80мм. объем двигателя составит : Vл = (D2Si / (4*106) = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л. Площадь поршня : Fп = (D2 / 4 = 20096/4 = 5024 мм2 = 50,24 (см2). Эффективная мощность двигателя : Nе = ре Vл n / 30( = (0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.). Эффективный крутящий момент : Ме = (3*104 / ()(Ne /n) = (30000/3,14)*(92,24/5400) = 163,2 (н(м) Часовой расход топлива : Gт = Ne (ge (10-3 = 92,24(268(10-3 = 92,24*268*10^(-3)=24,72 . Удельная поршневая мощность : Nn = 4( Ne /i(((D2 = (4*92,24)/(6*3,14*80*80) =30,6 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ ДВИГАТЕЛЯ . Индикаторную диаграмму строим для номинального режима двигателя , т.е. при Ne=92,24 кВт. И n=5400 об/мин. Масштабы диаграммы :масштаб хода поршня 1 мм. ; масштаб давлений 0,05 МПа в мм. Величины соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания : АВ = S/Ms = 75/1,0 =75 мм. ; ОА = АВ / ((-1) = 75/(8,2-1) = 10,4 мм. Максимальная высота диаграммы точка Z : рz / Mp = 6,524/0,05 = 130,48 мм. Ординаты характерных точек : ра / Мр = 0,0893/0,05 = 1,786 мм. ; рс / Мр = 1,595/0,05 = 31,9 мм. ; рв / Мр = 0,4701/0,05 = 9,402 мм. : рr / Мр = 0,116/0,05 = 2,32 мм. ; р0 / Мр = 0,1/0,05 = 2 мм. Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом : Политропа сжатия : Рх = Ра (Vа Vх )n1 . Отсюда Рх / Мр = (Ра/Мр)(ОВ/ОХ)n1 мм. , где ОВ= ОА+АВ= 75+10,4 = 85,4 мм. ; n1 = 1,377 . ТАБЛИЦА 2. Данные политропы сжатия : ТАБЛИЦА 3. Данные политропы расширения .: Рх / Мр = Рв (Vв /Vх)n2 , отсюда Рх / Мр = (рв/Мр)(ОВ/ОХ)n2 , где ОВ= 85,4 ; n2 =1.25 Рис.1. Индикаторная диаграмма. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ . Кинематика кривошипно-шатунного механизма . Sn = (R+()- ( R cos.(+(cos.()= R[(1+1/()-( cos.(+1/( cos.()] , где ( =R / ( , тогда Sn = R[(1+ (/4)-( cos.(+ (/4 cos.2()] , если (=180о то Sn=S - ходу поршня , тогда : 75 = R[(1+(/4)-(-1+(/4)] ; 75 = R[1.0625+0.9375] ; 75 = 2R ( R = 75/2 = 37.5 мм.=0,0375 м. (=R/Lш ( Lш = R/(= 37,5/0,25 = 150 мм.=15 см. т.к. (= 0,25 Находим скорость поршня и ускорение в зависимости от угла поворота кривошипа : Vп = dSn/dt = R(( sin( + (/2sin2() , jn = d2Sn/dt = R(2(cos( + (cos2() , Угловую скорость найдем по формуле : ( = (n/30 = 3,14*5400/30 = 565,2 рад/с . ТАБЛИЦА 4.. Числовые данные определяющие соотношения : 1- ( sin( + (/2sin2() ; 2- (cos( + (cos2() Подставив эти значения в формулы скорости и ускорения и подсчитав результаты занесем их в таблицу 5. ТАБЛИЦА 5. Скорость поршня при различных углах поворота кривошипа.(м/с) ( 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 Vп 0 12,89 20,65 21,2 16,06 8,31 0 -8,31 -16,06 -21,2 -20,65 -12,89 ( 360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 Vп 0 12,89 20,65 21,2 16,06 8,31 0 -8,31 -16,06 -21,2 -20,65 -12,89 ТАБЛИЦА 6. Ускорение поршня при различных углах поворота кривошипа . ( 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 jп 14974 11872 4492 -2995 -7487 -8877 -8985 -8877 -7487 -2995 4492 11872 ( 360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 jп 14974 11872 4492 -2995 -7487 -8877 -8985 -8877 -7487 -2995 4492 11872 Рис.2 График зависимости скорости поршня от угла поворота кривошипа . Рис. 3 График зависимости ускорения поршня от угла поворота кривошипа . ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ. Отрезок ОО1 составит : ОО1= R(/2 = 0,25*3,75/2 = 0,47 (см). Отрезок АС : АС = mj (2 R(1+() = 0,5 Рz = 0,5*6,524 = 3,262 (МПа) ; Рх = 3,262/0,05 = 65,24 мм. Отсюда можно выразить массу движущихся частей : Рассчитаем отрезки BD и EF : BD = - mj (2 R(1-() = - 0,000218*319451*0,0375*(1-0,25) = -1,959 (МПа) . EF = -3 mj (2 R( = -3*0,000218*319451*0,0375*0,25 = -1,959 (МПа ). ( BD= EF Рис.4 Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя. Силы инерции рассчитаем по формуле : Рj = - mj (2 R(cos( + (cos2() ТАБЛИЦА 7. Силы инерции . ( 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 Рj -3,25 -2.58 -0,98 0,65 1,625 1,927 1,95 1,927 1,625 0,65 -0,98 -2,58 ( 360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 Pj -3,25 -2,58 -0,98 0,65 1,625 1,927 1,95 1,927 1,625 0,65 -0,98 -2,58 Расчет радиальной , нормальной и тангенциальной сил для одного цилиндра : Определение движущей силы , где Р0 = 0,1 МПа , Рдв = Рr +Pj - P0 , где Рr - сила давления газов на поршень , определяется по индикаторной диаграмме теплового расчета . Все значения движущей силы в зависимости от угла поворота приведены в таблице 8. Зная движущую силу определим радиальную , нормальную и тангенциальную силы : N= Рдв*tg( ; Z = Рдв * cos((+()/cos( ; T = Рдв * sin((+()/cos( ТАБЛИЦА 8. Составляющие силы . По результатам расчетов построим графики радиальной N (рис.5) , нормальной (рис.6) , и тангенциальной (рис.7) сил в зависимости от угла поворота кривошипа . Рис.5 График радиальной силы N в зависимости от угла поворота кривошипа . Рис 6. График зависимости нормальной силы от угла поворота кривошипа. Рис.7. График тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНЫХ НАБЕГАЮЩИХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА . Алгебраическая сумма касательных сил , передаваемых от всех предыдущих по расположению цилиндров , начиная со стороны , противоположной фланцу отбора мощности , называется набегающей касательной силой на этой шейке . В таблице 10 собраны тангенциальные силы для каждого цилиндра в соответствии с работой двигателя и определена суммарная набегающая тангенциальная сила на каждом последующем цилиндре . Суммарный набегающий крутящий момент будет : ( Мкр = ( (( Тi) Fп R , где Fп - площадь поршня : Fп = 0,005 м2 , ; R= 0,0375 м . - радиус кривошипа . Порядок работы поршней в шести цилиндровом рядном двигателе : 1-4-2-6-3-5 . Формула перевода крутящего момента : Мкр =98100* Fп R Рис. 8. График среднего крутящего момента в зависимости от угла поворота кривошипа. Определим средний крутящий момент : Мкр.ср = ( Мmax + Mmin)/2 Мкр.ср = (609,94+162,2)/2 = 386 н( м . 5. ВЫВОДЫ. В результате проделанной работы были рассчитаны индикаторные параметры рабочего цикла двигателя , по результатам расчетов была построена индикаторная диаграмма тепловых характеристик. Расчеты динамических показателей дали размеры поршня , в частности его диаметр и ход , радиус кривошипа , были построены графики составляющих сил , а также график суммарных набегающих тангенциальных сил и суммарных набегающих крутящих моментов. Шестицилиндровые рядные двигатели полностью сбалансированы и не требуют дополнительных мер балансировки . 6. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ. 1. КОЛЧИН А. И. ДЕМИДОВ В. П. РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ. М.: Высшая школа, 1980г.; 2. АРХАНГЕЛЬСКИЙ В. М. и другие. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ. М.: Машиностроение, 1967г.; 3. ИЗОТОВ А. Д. Лекции по дисциплине: «Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей» . Заполярный, 1997г.. |
РЕКЛАМА
|
|||||||||||||||||
| |||||||||||||||||||
| БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА | ||
 |
© 2010 | |