Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Тепловой расчет и определение основных размеров двигателя

1.1 Процесс наполнения

1.2 Процесс сжатия

1.3 Процесс сгорания

1.4 Процесс расширения

1.5 Процесс выпуска

1.6 Индикаторные показатели

1.7 Эффективные показатели

1.8 Основные размеры цилиндра и показатели поршневого двигателя

1.9 Сводная таблица результатов теплового расчета

1.10 Анализ полученных результатов

2. Динамический расчет

2.1 Построение индикаторной диаграммы

2.2 Развертка индикаторной диаграммы в координатах

2.3 Последовательность выполнения расчета

2.4 Построение диаграмм сил

2.5 Построение диаграммы суммарного крутящего момента

2.6 Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя

3. Система охлаждения

Заключение

Список использованных источников

Введение

Тепловой расчет двигателя служит для определения параметров газов в рабочем процессе двигателя, а также оценочных показателей, характеризующих цикл в целом и позволяющих определить размеры двигателя, оценить его мощностные и экономические показатели.

В основе методики расчета лежит метод профессора В.И. Гриневецкого, в дальнейшем дополненный профессорами Е.К. Мазингом, Н.Р. Брилингом.

Задачей динамического расчета является определение сил, действующих в механизмах преобразования тепловой энергии рабочего тела в механическую работу двигателя.

В настоящей работе тепловой и динамический расчеты выполняются для режима номинальной мощности.

1. Тепловой расчет и определение основных размеров двигателя

1.1 Процесс наполнения

В результате данного процесса цилиндр двигателя (рабочая полость) наполняется свежим зарядом. Давление и температура окружающей среды принимаются: , .

Давление остаточных газов в зависимости от типа двигателя pr=(1,05…1,25)* p0 . Принимаем pr=1,1* p0=1,25*0,1= 0,125 МПа.

Температура остаточных газов выбирается в зависимости от типа двигателя с учетом того, что для дизельных двигателей она изменяется в пределах Tr= 900…1050 K. Принимаем Tr= 1000 K.

В зависимости от типа двигателя температура подогрева свежего заряда . Принимаем ДT=5 K.

Давление в конце впуска:

pa = p0 - ? pa

Величина потери давления на впуске ? pa , для дизелей, колеблется в пределах ? pa = (0,04…0,18)* p0, ? pa = 0,25*0,1=0,01МПа, pa = 0,1- 0,01=0,091МПа.

Коэффициент остаточных газов:

где цоч - коэффициент очистки для двигателя без надува;

Цдоз - коэффициент дозарядки цилиндров.

Для дизелей коэффициенты цоч =1; Цдоз=1.

Получаем:

Величина коэффициента остаточных газов  для дизеля изменяется в пределах .

Температура в конце впуска:

В современных дизельных двигателях температура в конце впуска Та=(310…350)К.

Коэффициент наполнения:

Величина коэффициента наполнения для дизелей изменяется в пределах: ЮV = 0,80…0,90.

1.2 Процесс сжатия

Давление в конце сжатия:

Температура в конце сжатия:



В этих формулах n1 - показатель политропы сжатия, который для автотракторных двигателей находится в пределах .

поршневой двигатель индикаторный диаграмма

1.3 Процесс сгорания

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг жидкого топлива:

Где средний элементарный состав дизельного топлива принимают:

Количество свежего заряда для дизельного двигателя:

Количество продуктов сгорания при работе двигателей на жидком топливе при  :

Теоретический коэффициент молекулярного изменения:



Действительный коэффициент молекулярного изменения:

Величина м для дизелей изменяется в пределах .

Низшую теплоту сгорания дизельного топлива принимаем: .

Средняя мольная теплоемкость свежего заряда определяется по формуле:

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания для дизелей:

Значения коэффициента использования теплоты при работе дизельного двигателя на номинальном режиме: . Принимаем о=0,7.

Максимальная температура сгорания для дизелей определяется по уравнению:

где - степень повышения давления. Для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием выбирают в следующих пределах: k= 1,6…2,5. Принимаем k=1,6.

Решая уравнение, находим Tz:

,

Действительное давление для дизелей:

1.4 Процесс расширения

Степень предварительного расширения для дизельных двигателей:

Степень последующего расширения:

Температура в конце расширения:

Давление в конце расширения:

МПа,

где n2 = 1,15…1,28 - среднего показателя политропы расширения для дизельных двигателей .

1.5 Процесс выпуска

Параметрами процесса выпуска ( и ) задаются в начале расчета процесса впуска. Правильность предварительного выбора величин  и  проверяется по формуле профессора Е. К. Мазинга:

Погрешность вычислений составляет:

Т.к. погрешность вычислений не превышает 10% ,то величина  выбрана правильно.

1.6 Индикаторные показатели

Среднее индикаторное давление теоретического цикла для дизельных двигателей подсчитывается по формуле:



Среднее индикаторное давление действительного цикла:

где  - коэффициент полноты диаграммы, который принимается для дизельных двигателей . Принимаем .

Величина  для дизельных двигателей без наддува может изменяться .

Индикаторный КПД для дизельных двигателей подсчитывается по формуле:

Удельный индикаторный расход жидкого топлива определяется по уравнению:

г/(кВт* ч).

Величина индикаторного КПД для автотракторных дизельных двигателей .

1.7 Эффективные показатели

Механический КПД дизельного двигателя ЮМ= 0,70…0,80. Принимаем ЮМ= 0,75.

Тогда среднее эффективное давление:

МПа,

а эффективный КПД:

Удельный эффективный расход жидкого топлива:

г/кВт?ч.

1.8 Основные размеры цилиндра и показатели поршневого двигателя

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и среднему эффективному давлению определяем литраж двигателя:

л,

где Ne=100 кВт, n= 2500 об/мин , pe= 0,69 МПа - подставляется в соответствующих величинах,  - для четырехтактных двигателей.

Рабочий объем одного цилиндра:

л,

где i=4 - число цилиндров.

Диаметр цилиндра:

м.

Принимаем диаметр цилиндра D =0,12 м.

Ход поршня:

м.

Определяем основные параметры и показатели двигателя:

- литраж двигателя:

л;

- эффективную мощность:

кВт;

- эффективный крутящий момент:

 Н?м;

- часовой расход жидкого топлива:

кг/ч;

- среднюю скорость поршня:

м/с.

Определим погрешность вычисления :

, что меньше 10%.

Литровая мощность определяется по формуле:

кВт/л.

Величина литровой мощности для автотракторных дизельных двигателей колеблется в пределах .

1.9 Сводная таблица результатов теплового расчета

Таблица 1- Сводная таблица результатов теплового расчета

Параметр	Вычисленное значение	Экспериментальное значение
	0.031	0.02…0.06
	319	310…400
	0.837	0.8…0.9
	5,45	3.5…5.5
	1006	700…1000
	1.033	1.01…1.06
	8,7	5…10
	8,7	5…10
	2378	1800…2300
	0.4	0.2…0.4
	1192	1000…1200
	0,92	0,75…1,5
	0.52	0.4…0.53
	163	163…220
	0,69	0.45…0.85
	0.39	0.3…0.42
	217,2	210…280

1.10 Анализ полученных результатов

В результате теплового расчета были определены параметры рабочего тела в цилиндре двигателя, а также произведены оценочные показатели процесса, позволяющие определить размеры двигателя и оценить его мощностные и экономические показатели.

2. Динамический расчет

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма выполняется с целью определения суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и от сил инерции. Результаты динамического расчета используются при расчете деталей двигателя на прочность и износ.

В течение каждого рабочего цикла силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для характера изменения сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда различных положений вала через каждые 30 град ПКВ. В отдельных случаях через 10 град ПКВ.

2.1 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма строится в координатах . Построение индикаторной диаграммы двигателя внутреннего сгорания производится на основании теплового расчета.

В начале построения на оси абсцисс откладывают отрезок , соответствующий рабочему объему цилиндра, а по величине равный ходу поршня в масштабе , который в зависимости от величины хода поршня проектируемого двигателя может быть принят 1:1, 1.5:1 или 2:1.

Принимаем 1:1.

Отрезок , соответствующий объему камеры сгорания, определяется из соотношения

,

.

Отрезок

.

При построении диаграммы выбираем масштаб давления .

Затем по данным теплового расчета на диаграмме откладывают в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках .

По наиболее распространенному графическому методу Брауэра политропы сжатия и расширения строим следующим образом.

Из начала координат проводим луч под углом к оси координат. Далее из начала координат проводим лучи и под углами и к оси ординат. Эти углы определяют из соотношений

,

, .

,

, .

Политропу сжатия строим с помощью лучей и . Из точки проводим горизонталь до пересечения с осью ординат; из точки пересечения - линию под углом к вертикали до пересечения с лучом , а из этой точки - вторую горизонтальную линию, параллельную оси абсцисс. Затем из точки проводим вертикальную линию до пересечения с лучом . Из этой точки пересечения под углом к вертикали проводим линию до пересечения с осью абсцисс, а из этой точки - вторую вертикальную линию, параллельную оси ординат, до пересечения со второй горизонтальной линией. Точка пересечения этих линий будет промежуточной точкой политропы сжатия. Точку находим аналогично, принимая точку за начало построения.

Политропу расширения строим с помощью лучей и , начиная от точки , аналогично построению политропы сжатия. Критерием правильности построения политропы расширения является приход ее в ранее нанесенную точку .

После построения политропы сжатия и расширения производим скругление индикаторной диаграммы с учетом предварения открытия выпускного клапана, опережения зажигания и скорости нарастания давления, а также наносим линии впуска и выпуска. Для этой цели под осью абсцисс проводим на длине хода поршня как на диаметре полуокружность радиусом . Из геометрического центра в сторону н.м.т. откладываем отрезок

, (51)

где - длина шатуна.

При скруглении индикаторной диаграммы из центра проводят луч под углом , соответствующим предварению открытия выпускного клапана. Полученную точку , соответствующую началу открытия выпускного клапана, сносим на политропу расширения (точка ).

Далее из того же центра проводят луч под углом , соответствующим углу опережения начала впрыска топлива ( ПКВ до в.м.т.), а точку сносим на политропу сжатия, получая точку . На линии в.м.т. находим точку из соотношения . Соединяем точки и плавной кривой. Из точки проводим плавную кривую до середины отрезка . Из середины отрезка проводим кривую с плавным переходом в кривую политропы расширения.

Затем проводим плавную кривую изменения линии расширения в связи с предварительным открытием выпускного клапана.

В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму.

2.2 Развертка индикаторной диаграммы в координатах

Развертку индикаторной диаграммы в координаты выполняем справа от индикаторной диаграммы. Ось абсцисс развернутой диаграммы располагаем по горизонтали на уровне линии индикаторной диаграммы. Длина графика (720° ПКВ) делится на 24 равных участка, которые соответствуют определенному углу поворота коленчатого вала. Каждую точку на линии абсцисс нумеруем (0, 30, 60° ПКВ). По наиболее распространенному способу Ф. А. Брикса дальнейшее перестроение индикаторной диаграммы ведем в следующей последовательности.

Полученную полуокружность делим вспомогательными лучами из центра на 6 равных частей, а затем из центра Брикса (точка ) проводим линии, параллельные вспомогательным лучам, до пересечения с полуокружностью.

Вновь полученные точки на полуокружности соответствует определенным углам ПКВ. Из этих точек проводим вертикали до пересечения с соответствующими линиями индикаторной диаграммы. Развертку индикаторной диаграммы начинаем, принимая за начало координат положение поршня в в.м.т. в начале такта впуска. Далее для каждого значения угла на индикаторной диаграмме определяем величину давления в надпоршневой полости и заносим в табл. 1. Модуль газовой силы также заносим в табл. 1. По данным этой таблицы строим зависимость .

Полученные точки на графике соединяем плавной кривой.

2.3 Последовательность выполнения расчета

Строим индикаторную диаграмму в координатах .

Перестраиваем индикаторную диаграмму, выполненную по результатам теплового расчета, в координаты .

Определяем силу давления газов на днище поршня для положений коленчатого вала, отстоящих друг от друга на 30° ПКВ в пределах (0…720)° ПКВ.

За начало отсчета принимаем такое положение кривошипа, когда поршень находится в начале такта впуска.

Сила давления газов на днище поршня определяется по формуле

где .

Результаты расчета заносятся в табл. 2.

Таблица 2

1	2	3	4	5	6	7	8	9
0	0.174	729	1.2720	+	15289	-	14560	-
30	0.137	322	1.0020	+	12044	-	11722	-
60	0.137	322	0.3640	+	4375	-	4053	-
90	0.137	322	-0.2720	+	3269	+	3591	+
120	0.137	322	-0.6360	+	7644	+	7967	+
150	0.137	322	-0.7300	+	8775	+	9097	+
180	0.137	322	-0.7280	+	8750	+	9072	+
210	0.148	474	-0.7300	+	8775	+	9248	+
240	0.196	943	-0.6360	+	7644	+	8587	+
270	0.324	2205	-0.2720	+	3269	+	5474	+
300	0.729	6198	0.3640	+	4375	-	1823	+
330	2.497	23618	1.0020	+	12044	-	11574	+
360	5.714	53865	1.2720	+	15289	-	49577	+
365	7.282	70162	1.2641	+	15193	-	54968	+
370	8.100	87968	1.2404	+	14909	-	73059	+
375	7.312	70465	1.2015	+	14441	-	66024	+
380	6.376	60389	1.1481	+	13799	-	57590	+
385	5.559	53486	1.0811	+	12995	-	40491	+
390	4.100	39114	1.0020	+	12044	-	37070	+
420	2.090	19605	0.3640	+	4375	-	15229	+
450	1.059	9446	-0.2720	+	3269	+	12715	+
480	0.720	6108	-0.6360	+	7644	+	13753	+
510	0.511	4053	-0.7300	+	8775	+	12828	+
540	0.336	2329	-0.7280	+	8750	+	11079	+
570	0.245	1426	-0.7300	+	8775	+	10200	+
600	0.209	1074	-0.6360	+	7644	+	8718	+
630	0.192	901	-0.2720	+	3269	+	4171	+
660	0.182	805	0.3640	+	4375	-	3570	-
690	0.176	750	1.0020	+	12044	-	11294	-
720	0.174	729	1.2720	+	15289	-	14560	-

Определяем силу инерции от возвратно-поступательно движущихся масс

Масса поступательно движущихся частей КШМ определяется из выражения

,

где - доля массы шатуна, отнесенная к возвратно-поступательно движущимся массам,. Принимаем .

.

Приближенные значения и определяем с помощью таблицы : , , , . Тогда принимаем m:

,

.

Угловая скорость

,

При известной величине хода поршня S радиус кривошипа

,

.

Находим суммарную силу, действующую в кривошипно-шатунном механизме. Определение этой силы ведем путем алгебраического сложения сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс.

Результаты определения , а также и заносятся в табл.3.

Рисунок 1

Определяем нормальную силу К, направленную по радиусу кривошипа (см. рис. 1)

7. Определяем тангенциальную силу Т, направленную по касательной к окружности радиуса кривошипа (см. рис. 1)

Результаты определения К и Т заносим в табл. 4.

Таблица 3

0	1	14560	-	0	0	-
30	0.7974	9347	-	0.6189	7254	-
60	0.2901	1176	-	0.9872	4001	-
90	-0.2827	1015	-	1	3591	+
120	-0.7099	5656	-	0.7448	5934	+
150	-0.9347	8502	-	0.3811	3467	+
180	-1	9072	-	0	0	-
210	-0.9347	8644	-	-0.3811	3525	-
240	-0.7099	6096	-	-0.7448	6396	-
270	-0.2827	1547	-	-1	5474	-
300	0.2901	529	+	-0.9872	1800	-
330	0.7974	9229	+	-0.6189	7163	-
360	1	69577	+	0	0	+
365	0.9941	94410	+	0.1108	10520	+
370	0.9766	110413	+	0.2202	24897	+
375	0.9477	90998	+	0.3270	31399	+
380	0.9077	70432	+	0.4298	33350	+
385	0.8574	51866	+	0.5275	31909	+
390	0.7974	37533	+	0.6189	29131	+
420	0.2901	4418	+	0.9872	15035	+
450	-0.2827	3594	-	1	12715	+
480	-0.7099	9763	-	0.7448	10243	+
510	-0.9347	11990	-	0.3811	4889	+
540	-1	11079	-	0	0	-
570	-0.9347	9534	-	-0.3811	3887	-
600	-0.7099	6189	-	-0.7448	6494	-
630	-0.2827	1179	-	-1	4171	-
660	0.2901	1036	-	-0.9872	3525	+
690	0.7974	9006	-	-0.6189	6990	+
720	1	14560	-	0	0	+

2.4 Построение диаграмм сил

График силы инерции строим в том же масштабе и на той же координатной сетке, где выстроен график газовой силы . На основании полученных графиков и на той же координатной сетке и в том же масштабе строим график суммарной силы .

Определение модуля силы для различных значений угла выполняем путем суммирования в каждой точке ординат графиков и с учетом их знаков или модулей сил и из табл. 3.

Координатную сетку для графика сил и размещаем под координатной сеткой сил , , . График сил и строим в том же масштабе, что и предыдущий график.

Принимаем масштабные коэффициенты

2.5 Построение диаграммы суммарного крутящего момента

Для построения кривой суммарного крутящего момента многоцилиндрового двигателя необходимо графически просуммировать кривые крутящих моментов от каждого цилиндра, сдвигая влево одну кривую относительно другой на угол поворота кривошипа между вспышками.

Для двигателя с равными интервалами между вспышками суммарный крутящий момент будет периодически повторяться.

Для четырехтактного двигателя через:

,

.

Поскольку

,

а , то кривая , будет отличаться от кривой лишь масштабом.

Масштаб крутящего момента

,

.

где - масштаб силы, Н/мм.

Результаты расчета М1, М2, М3, М4, М заносим в табл.5

Средний крутящий момент определяется по площади, лежащей под кривой графика суммарного :

,

.

где и - соответственно положительная и отрицательная площади под кривой суммарного , мм2;

- длина интервала между вспышками по диаграмме крутящего момента, мм.

Таблица 4

град ПКВ
0	0	0	0	0	0
30	-468	-227	1879	-251	933
60	-258	-413	970	-419	-120
90	232	-353	820	-269	430
120	383	-116	661	227	1155
150	224	-462	315	451	528
180	0	0	0	0	0

Эффективный крутящий момент двигателя

,

.

Значение см. в разделе 2.7. Значение эффективного крутящего момента, полученное по данной формуле, должно совпадать с величиной , вычисленной ранее.

Относительная погрешность вычислений не должна превышать .

2.6 Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя

Для расчета и построения внешней скоростной характеристики двигателя воспользуемся следующими эмпирическими зависимостями:

 (57)

(58)

где , - эффективная мощность (кВт) и удельный эффективный расход топлива (г/(кВт•ч)) при заданной частоте вращения коленчатого вала (об/мин) в искомой точке скоростной характеристики двигателя;

, - максимальная эффективная мощность двигателя (кВт) и максимальный удельный эффективный расход топлива (г/(кВт•ч)) при частоте вращения коленчатого вала (об/мин);

- постоянные коэффициенты (табл. 5).

Значения коэффициентов для расчета характеристики двигателя.

Таблица 5

Тип двигателя
Дизельный с неразделенной камерой сгорания	0.5	1.5	1.55	1.55	1

Значения и берутся из ранее произведенных расчетов:

где , - заданные номинальная эффективная мощность двигателя (кВт) и соответствующая ей частота ращения коленчатого вала (об/мин).

Текущие значения эффективного крутящего момента (Н•м) и часового расхода топлива (кг/ч), необходимые для построения соответствующих графиков, рассчитываются по формулам:

Данные для построения внешней скоростной характеристики двигателя представлены в табл. 7.

Для построения внешней скоростной характеристики двигателя принимаем масштабы построения , , , .

Таблица 6

600	21	243	341	5.2
800	31	227	373	7.1
1000	42	214	399	8.9
1200	53	203	420	10.7
1400	64	196	434	12.5
1600	74	191	443	14.2
1800	84	189	446	15.9
2000	93	189	443	17.6
2200	100	192	434	19.3
2300	103	195	428	20.1
2400	106	198	420	20.9

3. Система охлаждения

Система охлаждения представляет собой совокупность устройств, обеспечивающих отвод тепла от нагретых деталей двигателя и поддерживающих требуемый температурный режим для нормальной его работы. Другим назначением системы охлаждения является подогрев салона автомобиля в холодное время. Так как вода или низкозамерзающие жидкости обладают высокой теплоемкостью и обеспечивают эффективный отвод теплоты от нагретых поверхностей, большинство современных двигателей имеют жидкостные системы охлаждения.

Жидкостные системы охлаждения подразделяются на одноконтурные и двухконтурные. Управление может быть обычным и электронным.

В качестве привода вентилятора применяются гидравлические муфты, муфты с электромагнитным включением, электродвигатели.

Жидкостные насосы подразделяются на насосы, имеющие механический привод, с частотой вращения пропорциональной частоте вращения коленчатого вала и с электрическим приводом, в которых частота вращения не зависит от частоты вращения коленчатого вала.

Двухконтурные системы охлаждения.

Помимо традиционных одноконтурных систем охлаждения в автомобильных двигателях могут применяться двухконтурные системы с двумя термостатами. В такой системе охлаждения предусмотрены два контура циркуляции охлаждающей жидкости. Потоки жидкости через головку цилиндров и через блок цилиндров разделены и могут иметь различные температуры. Управление этими потоками осуществляется двумя термостатами, расположенными в общем корпусе. Один из термостатов управляет потоком жидкости через блок цилиндров, а другой - через головку цилиндров. Одна третья часть жидкости направляется к цилиндрам, а остальные две трети - к камерам сгорания в головке цилиндров. Помимо всего прочего головки цилиндров обоих двигателей охлаждаются поперечными потоками жидкости.

При температурах охлаждающей жидкости ниже 87°C оба термостата закрыты, благодаря чему прогрев двигателя ускоряется.

При этом охлаждающая жидкость движется по контуру, включающему:

- насос охлаждающей жидкости 11;

- головку цилиндров;

- корпус термостатов 6;

- радиатор отопителя 3;

- охладитель масла 8;

- клапан перепуска отработавших газов 2;

- расширительный бачок 1.

Рисунок 2. Контур системы охлаждения

1 - расширительный бачок; 2 - клапан перепуска отработавших газов; 3 - радиатор отопителя; 4 - термостат головки цилиндров; 5 - корпус термостата; 6 - термостат блока цилиндров; 7 - радиатор; 8 - охладитель масла; 9 - контур охлаждения головки цилиндров; 10 - контур охлаждения блока цилиндров; 11 - жидкостный насос

При температурах охлаждающей жидкости от 87 до 105°C термостат 4 головки блока цилиндров открыт, а термостат 6 блока цилиндров закрыт. В результате этого температура охлаждающей жидкости в головке цилиндров стабилизируется на уровне 87°С, а в блоке цилиндров она продолжает повышаться.

При этом охлаждающая жидкость движется по контуру, включающему кроме вышеперечисленных составляющих системы охлаждения и через радиатор.

При температурах охлаждающей жидкости свыше 105°C оба термостата открыты. В результате этого температура охлаждающей жидкости в головке цилиндров стабилизируется на уровне 87°С, а в блоке цилиндров она устанавливается на уровне 105°C.

При этом охлаждающая жидкость движется по контуру, включающему дополнительно к вышеперечисленному и через блок цилиндров.

Применение двухконтурной системы охлаждения и электрического насоса имеет следующие преимущества:

- ускоряется прогрев блока цилиндров, охлаждающая жидкость через который не прокачивается вплоть до температуры 105°С;

- повышенные температуры блока цилиндров способствуют снижению потерь на трение в кривошипно-шатунном механизме;

- сниженный температурный уровень головки цилиндров обеспечивает лучшее охлаждение камер сгорания, в результате чего повышается наполнение цилиндров и снижается склонность смеси к детонации.

Заключение

В результате выполнения курсовой работы был произведен тепловой и динамический расчет двигателя.

При выполнении теплового расчета были определены параметры рабочего тела в цилиндре двигателя, а также оценочные показатели процесса, позволяющие определить размеры двигателя и оценить его мощностные и экономические показатели.

При выполнении динамического расчета были определены силы, действующие на кривошипно-шатунный механизм, произведен расчет и построены диаграммы суммарного крутящего момента и внешней скоростной характеристики двигателя.

Список использованных источников

1. Г.А. Вершина, Г.М. Кухарёнок, А.Ю. Пилатов. Тепловой и динамический расчёт двигателей внутреннего сгорания: учебно-методическое пособие. - Минск: БНТУ, 2013. - 79 с.

2. Железко Б.Е. Основы теории и динамики автомобильных и тракторных двигателей.- Мн., 1980. -304 с.

3. Колчин А. И., Демидов В. П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. - М.: Высшая школа, 2002. -400 с.

4. Автомобильные двигатели. Под ред. д-ра техн. наук Ховаха М. С. - М.: Машиностроение, 1977. -592с.

Размещено на Allbest.ru