Расчет рабочего процесса тепловозного двигателя внутреннего сгорания

1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовая работа

“Расчет рабочего процесса тепловозного двигателя внутреннего сгорания”

Введение

Курсовой проект проектируется по заданию, где указаны основные характеристики двигателя: эффективная мощность двигателя N_е, кВт; частота вращения коленчатого вала, n, мин^-1; число цилиндров i; тактность двигателя ; способ наддува или продувки; химический состава топлива.

По заданию:

N_е=1200 кВт;

n=750, мин^-1;

=4;

i =6;

С=0,85;

H=0,145;

S=0;

O_Т=0,005;

Расчет рабочего процесса двигателя ведется по методу профессора В.И. Гриневецкого, в дальнейшем развитый и дополненный Н.Р. Брилингом, Е.К. Мазингом и др. Чтобы решить поставленную задачу, необходимо задаться значениями параметров рабочего процесса, которые выбираются на основе опытных данных существующих двигателей, принятых за образец. Данные параметры будем выбирать, и принимать по ходу выполнения курсового проекта.

1. Расчет рабочего процесса двигателя

1.1 Расчет параметров рабочего процесса

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, определяется по формуле:

(1)

(2)

где С, Н, S, О_т - относительное весовое содержание в топливе водорода, серы и кислорода, (задано по заданию);

_воз - молекулярная масса воздуха, равная 28,95 г/моль.

Подставляем значения заданные по заданию и находим , по формулам (1) и (2):

Действительное количество свежего заряда воздуха:

(3)

(4)

где - коэффициент избытка воздуха. В дизельных двигателях . Принимаем =2,0.



Количество молей продуктов сгорания в точке «z» и «чистых» продуктов сгорания:

(5)

(6)

Подставляем значения и получаем:

Объемные доли «чистых» продуктов сгорания и избыточного воздуха:

(7)

(8)

Производим проверку, должно соблюдаться равенство: r_o + r_в = 1,0; 0,51708+0,48292=1. Проверка сошлась.

Процесс наполнения.

Давление в цилиндре двигателя в конце наполнения р_а принимают по опытным данным. При этом справедливы зависимости:

р_а = (0,9…0,95) р_к - 4-тактные двигатели,

где p_к - давление наддува.

Для предварительной оценки требуемого давления наддувочного воздуха проектируемого двигателя можно воспользоваться следующей ориентировочной зависимостью:

где P_к, N_e, n, i - параметры проектируемого двигателя;

P_к, N_e, n, i - параметры двигателя-прототипа.

В качестве двигателя прототипа выбираем двигатель 6ЧН31,8/33 (Д50) со следующими параметрами:

P'_к =0,13 МПа;

N_e = 736 кВт;

n'= 740 мин^-1;

i =6.

Далее учитывая что двигатель 4-тактный находим p_а:

р_а = 0,9 0,209= 0,1881 МПа

Температура воздуха во впускном коллекторе:

(9)

где n_к - показатель политропы сжатия воздуха в надувочном компрессоре, принимаем в зависимости от типа компрессора и условий его охлаждения. n_к = 1,55…1,75. Принимаем, что n_к равно 1,55;

p₀ - давление окружающей среды, равное 0,1033 мПа;

Т₀ - температура окружающей среды, равное 288⁰С;

Т_охл - снижение температуры наддувочного воздуха в охладителе. Принимается в зависимости от давления наддувочного воздуха р_к и типа охладителя, принимаем Т_охл= 20 ⁰.

Далее подставляем все заданные значения и находим температуру воздуха во впускном коллекторе по формуле (9):

Коэффициент остаточных газов:

(10)

где Т_r - температура остаточных газов. Зависит в основном от коэффициента избытка воздуха и скоростного режима двигателя. Для номинального режима принимаем Т_r=800 К.

Т - подогрев свежего заряда воздуха от стенок цилиндра в процессе наполнения: Т=0…10 ⁰ для 4 тактных двигателей. Принимаем Т=0 ⁰

- геометрическая степень сжатия, для 4-х тактных двигателей =11…..16. Для нашего двигателя принимаем =14.

P_r - давление в конце выхлопа, находим по формуле P_r=(0,95….1,15)P_p - для двигателей с наддувом;

где P_p - находим из соотношения P_к/P_p и зависит от системы наддува и изменяется в пределах: 1,15….1,3 для 4-тактных двигателей. Принимаем: P_к/P_p=1,15. Тогда;

P_p=P_к/1,15=0,209/1,15=0,18174 МПа.

Найденное значение P_p подставляем в формулу и находим давление в конце выхлопа

МПа.

Все полученные значения подставляем в формулу (10) и находим:

Полученное значение _r необходимо сравнить с опытными данными двигателя-прототипа, полученное расхождение должно быть минимальным.

Температура свежего заряда воздуха в конце наполнения, определяем по формуле

(11)

Коэффициент наполнения определяем по формуле:

(12)

Процесс сжатия.

Как известно, процесс сжатия в реальном двигателе происходит по политропическому закону с переменным показателем политропы. В практике для упрочнения расчетов переменный показатель политропы заменяем некоторым средним показателем n₁ = 1,32…1,39. Значения n₁ показывают, что за весь период сжатия происходит отдача в стенки небольшого количества тепла, т.е. процесс сжатия в реальном двигателе очень близок к адиабатическому.

При этом из имеющего диапазона выбора значений средний показатель политропы сжатия принимаем равный n₁ = 1,32. Далее находим значения давление и температуры в конце сжатия P_c и Т_С по формулам:

(13)

(14)

Процесс сгорания.

Коэффициент молекулярного изменения характеризует увеличение числа молей рабочего тела в процессе сгорания. Химический, или «чистый» коэффициент _о определяется из условия отсутствия в цилиндре двигателя остаточных газов (т.е. при _о = 0):

(15)

где - увеличение числа молей рабочего тела в процессе сгорания. Определяем по формуле (16):

(16)

Далее найдем коэффициент изменения подставляя полученное значение в формулу (15):

Коэффициент молекулярного изменения (при 0) в точке «z» определяется по формуле:

(17)

Давление в конце сгорания:

(18)

где - степень повышения давления. Обычно значением задаются в пределах = 1,3…2,2. При этом необходимо проверить, чтобы при заданном давление сгорания P_z не превышало опытных значений двигателя-прототипа. Принимаем = 1,3. Тогда находим:

Температура в конце сгорания. Температура в точке «z» определяется по уравнению процесса сгорания:

 (19)

где _z - коэффициент эффективного выделения тепла до точки «z». Выбирается по опытным данным. Обычно применяют в диапазоне _z = 0,7…0,85; После сравнения с опытными данными принимаем равный _z= 0,8;

Q_н - низшая теплота сгорания, для топлив нефтяного происхождения; равна 42300 кДж/кг;

- средняя мольная теплоемкость при постоянном объеме для смеси воздуха и продуктов сгорания;

- средняя мольная теплоемкость при постоянном давлении для продуктов сгорания.

При определении мольной теплоемкости обычно пренебрегают влиянием остаточных газов, считая свежий заряд состоящим только из воздуха. Так эта теплоемкость определяется для температуры Т_с, то найдем ее по формуле (20):

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания зависит от T_z, которая нам пока не известна, что затрудняет решение уравнения сгорания. Рекомендуется следующий метод решения. Считая рабочие газы состоящими из «чистых» продуктов сгорания (при = 1) и избыточного воздуха, можно записать:

(21)

где значения коэффициентов k₁ k₂ и значения теплоемкости можно найти по формулам:

(22)

(23)

Т.к. расчет ведется для температуры Т_z, то:

Тогда:

(24)

Мольная теплоемкость «чистых» продуктов сгорания незначительно изменяется в зависимости от сорта топлива, сжигаемого в двигателе. Поэтому для любого состава топлива можно принять:

(25)

В данном выражении (25) неизвестное значение T_Z, для определения которого необходимо подставить неизвестное , найденные коэффициенты k₁ k₂ в (22) и (23), а так же (24) в выражение (21):



Подставляем полученное выражение в уравнение сгорания (20) и получаем квадратное уравнение относительно T_z:

Решая это уравнение, определяем температуру сгорания, которая получается T_z= 1701,98 К.

После определения температуры T_z находим степень предварительного расширения по формуле:

(26)

Необходимо так же и проконтролировать полученные значения P_z и T_z с помощью следующих данных: для двигателей средней быстроходности P_z = 6,0…12,0 МПа, T_z =1700…1900 К; для быстроходных двигателей P_z = 6,0…13,0МПа, T_z =1800…2000 К.

Соответствие значений P_z и T_z можно также проконтролировать по опытным данным двигателя-прототипа. Необходимо помнить, что стремление к форсировке двигателя по степени наддува неизбежно приводит к увеличению Р_z. Однако, Р_z > 13 МПа нежелательны, так как вызывают перенапряжение деталей кривошипно-шатунного механизма и утяжеление двигателя.

Нежелательно и увеличение температуры сгорания T_z свыше 2000 К, которая у нас получилась T_z= 1701,98 К, так как это способствует более интенсивной диссоциации газов, сопровождающейся отъемом тепла от рабочего тела и снижением _z. Но полученное значение удовлетворяет условию и, следовательно, принимать условий по снижению температуры не нужно. Снижение температуры T_z можно достигнуть за счет снижения Т_а и увеличения коэффициента избытка воздуха .

Процесс расширения.

Степень последующего расширения:

(27)

Параметры конца процесса расширения (давление и температура в конце расширения) вычисляются по формулам:

(28)

(29)

где n₂ - показатель политропы расширения определяется исходя из баланса теплоты за период расширения. По опытным данным выбирается в диапазоне от n₂ =1,21….1,28; принимаем, равный n₂ = 1,21.

Далее значения показателя политропы расширения подставляем в (28) (29) и находим давление и температуру в конце расширения:

1.2 Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла

Средне индикаторное давление вычисляется по формуле:

(30)

где - коэффициент полноты индикаторной диаграммы, принимаем в диапазоне = 0,97…0,99 для 4-тактных двигателей. Принимаем = 0,98.

Выбранное значение подставляем в формулу (30) и находим среднее индикаторное давление:

Среднее эффективное давление:

Для 4-тактного двигателя рассчитывается по формуле:

(31)

где _мех - механический кпд двигателя, который принимается по опытным данным двигателя-прототипа. Для 4-тактного двигателя _мех = 0,8…0,92. Принимаем _мех= 0,843. Тогда получаем:

МПа.

Рабочий объем двигателя при заданной эффективной мощности вычисляется по формуле:

 (32)

где N_e - эффективная мощность двигателя, по заданию равная N_e=1200 кВт ;

n - частота вращения коленчатого вала, заданная по заданию n=750 об/мин;

i - число цилиндров, заданное по заданию i=6;

- тактность двигателя, т.к у нас 4-х тактный двигатель, то =4.

Все значения подставляем в (32) и находим рабочий объем:

Коэффициенты полезного действия и удельные расходы топлива:

Индикаторные кпд двигателя и удельный расход топлива:

(33)

(34)

Эффективные к.п.д. и удельный расход топлива:

(35)

(36)

2. Основные размеры двигателя

2.1 Диаметр цилиндра определяется по формуле

(37)

где S/D - отношение хода поршня на диаметр цилиндра. Для тепловозных двигателей это отношение изменяется в пределах S/D = 1,0…1,3, причем нижний предел характерен для 4-тактных, верхний - для 2-тактных двигателей. Так как у нас 4-х тактный двигатель то принимаем S/D = 1,0;

По выбранному значению S/D определим ход поршня:

(38)

2.2 Определяем длину дизеля

(39)

где С - удлинение двигателя за счет размещения вспомогательных агрегатов и оборудования дизеля. Выбираем из диапазона С = 1…1,5 м. Принимаем С=1,3 м;

к = i -для двигателей с рядным расположением поршней.



2.3 Ширина двигателя, определяем по формуле

(40)

где А - коэффициент характеризующий ширину двигателя. Для рядных двигателей А=3,5…5,0. Принимаем А=4.

2.4 Высота двигателя определяется по формуле

(41)

где а- для рядных двигателей составляет 6,0…8,0; принимаем а = 7.

2.5 Высота двигателя от оси коленчатого вала

(42)

3. Внешний тепловой баланс двигателя

По окончании расчета рабочего процесса двигателя может быть составлен ориентировочный тепловой баланс, дающий представление о распределении тепла, полученного при сгорании топлива. Тепловой баланс представляется в виде:

(43)

(44)

где Q_o - располагаемое тепло определяем по формуле:

(45)

Располагаемое тепло Q_o равно:

q₀=100%_.

Q_e - полезно используемое тепло, определяется по формулам:

(46)

(47)

Q_охл - потери тепла на охлаждение.

Последнюю величину можно определить только при испытаниях двигателя. При составлении расчетного теплового баланса в данном курсовом проекте Q_охл вместе с Q_ост будем определять как остаточный член теплового баланса, т.е.:

(48)

Потери тепла с выхлопными газами находим по формулам:

(49)

(50)

где М_вых - расход выхлопных газов, рассчитываем по формуле:

(51)

где _п - коэффициент продувки. Для 4-тактных двигателей _п =1,05…1,2. Для нашего двигателя принимаем равное _п= 1,15.

- средняя мольная теплоемкость смеси выхлопных газов и продувочного воздуха, определяем по формуле:

(52)

Для определения средней мольной смеси выхлопных газов и продувочного воздуха необходимо определить удельные теплоемкости выхлопных газов и продувочного определяются по формулам (20) - (25) для соответствующих температур T_К и . Температуру смеси выхлопных газов и продувочного воздуха T_r находим из предположения, что при истечении газов из цилиндра в выхлопной коллектор происходит политропическое расширение с условным показателем политропы m = 1,3…1,35. Принимаем m равной 1,3. В этом случае температура выхлопных газов определяется из выражения:

(53)

а температура смеси:

(54)

Для определения температуры смеси T_Г необходимо найти по (52), но для начала, как было указана выше, необходимо найти неизвестные (20) - (25), но для других температур

Полученные значения подставляем в (54) и находим температуру смеси:

При наличии турбокомпрессора необходимо учесть тепло выхлопных газов, полезно используемое в газовой турбине. Поэтому для двигателей с газотурбинным наддувом:

(55)

где N_тк - мощность, потребляемая турбокомпрессором:

(56)

где _ткм - механический кпд турбокомпрессора, равный 0,97…0,99; принимаем равный _ткм= 0,98;

R_о - газовая постоянная для воздуха; R_о = 287.

G_в - секундный расход воздуха через двигатель:

(57)

Потери тепла на излучение в окружающую среду по опытным данным не превышают 2…3% от располагаемого тепла, т.е:

Остаточный член теплового баланса Q_ост характеризует неучтенные потери тепла:

- часть тепла, соответствующую работе трения (за вычетом доли тепла трения, отданной охлаждающей воде и маслу);

- количество тепла, соответствующее кинетической энергии выхлопных газов (если она не используется в импульсной турбине турбокомпрессора);

- другие неучтенные потери теплоты и погрешности расчета.

4. Построение расчетной индикаторной диаграммы

При построении расчетной индикаторной диаграммы необходимо помнить, что в расчете рабочего процесса были приняты следующие допущения:

- процесс наполнения начинается в ВМТ и проходит с постоянным давлением Р_а;

- процесс сжатия начинается в НМТ (точка «а»), проходит по политропе с постоянным показателем n₁ и заканчивается в ВМТ (точка «с»);

- процесс сгорания начинается в точке «с», выполнятся по линейным законам cy и yz и заканчивается в точке «z»;

- процесс расширения начинается в точке «z», проходит по политропе с постоянным показателем n₂ и заканчивается в НМТ (точка «в»);

- процесс выхлопа начинается в НМТ, проходит с постоянным давлением P_r и заканчивается в ВМТ.

По результатам расчета рабочего процесса строится расчетная индикаторная диаграмма двигателя (в координатах PV). Для этого в выбранных масштабах для P_j = A_j (мм) и V_i = B_i (мм) откладываются величины:

Затем по уравнениям политроп строят кривые сжатия и расширения, задаваясь несколькими значениями объемов V₁, V₂, V₃ и т.д., определяют соответствующие значения давлений р₁, р₂, р₃ и т.д.

Например:

- для сжатия:

- для расширения:

В соответствии с выбранным масштабом находим значения объемов:

Таким образом для сжатия значения давлений:

И соответственно для процесса расширения:



По полученным данным на листе миллиметровой бумаги строим расчетную диаграмму рабочего процесса.

При построении диаграммы используем следующие масштабы:

µ_p: 1:0,054МПа ;µ_v=1:0,000114м³

5. Динамический расчет

Динамический расчет выполняем для четырехтактного дизеля и включает определение сил и моментов сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме (КШМ).

По результатам динамического расчета выполняем лист графиков динамического расчета, включающий кривые:

- газовых сил Р_с, действующих на поршень;

- сил инерции масс P_j, движущихся возвратно-поступательно;

- тангенциальных Р_т и радиальных P_R сил, действующих на шатунную шейку;

- нормальных сил P_N, действующих на цилиндровую втулку;

Силы давления газов.

Силы давления газов определяются для одного цилиндра. В V-образных дизелях в цилиндрах с прицепными шатунами сила давления газов несколько отличается от силы давления газов в цилиндрах с главными шатунами.

В курсовом проекте силы давления газов принимаются одинаковыми во всех цилиндрах V-образного дизеля, в связи с чем методика определения сил давления газов для рядных и V-образных дизелей одинакова. Полученная в тепловом расчете индикаторная диаграмма в координатах P-V (или P-S) переносится на лист графиков динамического расчета, округляется в соответствии с принятым в тепловом расчете коэффициентом неполноты индикаторной диаграммы и разворачивается по углу поворота кривошипа коленчатого вала по методу Брикса.

В сторону НМТ откладывается поправка Брикса, определяемая по формуле:



где = R/L - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; принимаем =0,232

_s - масштаб хода поршня, мм в одном мм.

Рекомендуемый масштаб давлений (МПа/мм) по оси ординат: _р = 0,5; 1; 2. При этом общая высота индикаторной диаграммы по оси ординат составит 100…130 мм. Рекомендуемый масштаб хода поршня (мм/мм) по оси абсцисс: _s = 0,25; 0,4; 0,5. При этом общая длина индикаторной диаграммы по оси абсцисс составит 80…120 мм. Рекомендуемый масштаб угла поворота кривошипа для четырехтактного дизеля: = 2^о п.к.в./мм.

Необходимо учитывать, что на индикаторной диаграмме в координатах P-V (или P-S) откладывается абсолютное давление, а на развернутой индикаторной диаграмме P_r- откладывается избыточное давление:

P_r = P - 0,1,

где P_r - избыточное давление газа, действующее на поршень, МПа;

Р - абсолютное давление газа в цилиндре, МПа;

0,1 - атмосферное давление, МПа.

При смещении оси развернутой индикаторной диаграммы вверх до уровня атмосферной линии индикаторной диаграммы в координатах P-V (P-S) на развернутой индикаторной диаграмме будет откладываться избыточное давление газа.

Для четырехтактных дизелей построение развернутой индикаторной диаграммы начинают с процесса наполнения.

По развернутой диаграмме через каждые 30^о п.к.в. путем измерения ординат в миллиметрах и умножения их на масштаб давлений _р определяется избыточное давление газа P_r и заносится в таблицу. Точка максимального давления и соответствующий ей угол также заносятся в таблицу. Таким образом, в ней будет 25 расчетных точек.

Давление газа в процессе впуска и выпуска четырехтактного дизеля определяется расчетным путем:

для впуска P_r(a) = P_a - 0,1( = 30 - 180^o п.к.в.);

для выпускаP_r(r) = P_r - 0,1( = 630 - 720^o п.к.в.).

На листе графиков динамического расчета индикаторная диаграмма наносится сплошной линией (см. рисунок 2).

Приведение масс деталей КШМ.

В курсовом проекте выполняем приведение масс поршневого комплекта и части шатуна m_п, совершающих возвратно-поступательное движение для расчета и построения сил инерции P_j, и массы второй части шатуна m_ш, совершающей вращательное движение, для расчета сил Q, действующих на шатунную шейку.

В тепловозных V-образных дизелях применяется схема КШМ с главным и прицепным шатунами, поэтому приведенная удельная масса m_п в цилиндре с главным шатуном больше, чем в цилиндре с прицепным шатуном.

В проекте для упрощения расчетов следует принять, что массы m_п во всех цилиндрах V-образного дизеля одинаковы.

Влияние массы прицепного шатуна на приведенную массу m_п в КШМ с главным шатуном незначительное, поэтому необходимо рассчитывать приведенную удельную массу m_п для КШМ с главным шатуном V-образного дизеля также, как для КШМ рядного дизеля по формуле:

где М_п - масса комплекта поршня, кг; М_п=54кг;

М_ш - масса комплекта шатуна рядного или главного шатуна V-образного дизеля, кг; М_ш=98кг;

l₂ - расстояние от центра тяжести шатуна до оси шатунной шейки, м;

L - длина шатуна, м;

F_п - площадь поршня, м²,

Отношение l₂/L принимается по данным дизеля-прототипа или в пределах:

для главных шатунов рядных дизелей l₂/L = 0,3…0,4, примем 0,3.

Приведенная к оси шатунной щейки удельная масса шатуна рядного дизеля определяется по формуле:

Где М_ш - масса комплекта главного шатуна, кг; М_ш=98кг;

Тогда :

Удельные силы инерции.

Для удобства последующего суммирования газовых и инерционных сил последние относятся к 1м² площади поршня.

Удельные силы инерции возвратно-поступательного движения масс одного цилиндра для рядного и V-образного дизеля определим по формуле:

где m_п - приведенная удельная масса, кг/м²;

j - ускорение, м/с²;

- угловая скорость вращения кривошипа, с^-1:

где n - частота вращения коленчатого вала, об/мин, n=750об/мин.

Для нашего дизеля

Тогда рассчитаем удельные силы инерции возвратно-поступательного движения масс:

Аналогично производим расчет для всех значений, и результаты расчета занесем в таблицу 1.

Удельные центробежные силы инерции вращающихся масс шатуна одного цилиндра рядного дизеля и сочлененных шатунов V-образного дизеля находим по формуле:

где m_ш - приведенная удельная масса, кг/м².

На листе графиков динамического расчета кривую удельных сил инерции P_j наносим на развернутую индикаторную диаграмму штрихпунктирной линией в перевернутом виде, то есть отрицательные значения P_j откладываем вверх по ординате. Такое расположение удельных сил инерции P_j облегчает графический контроль построения кривой удельных суммарных сил.

Значения P_j рассчитываем для тех же значений и заносим в таблицу 1.

Удельные суммарные силы.

В курсовом проекте принимаем, что в V-образном дизеле в цилиндрах с главными и прицепными шатунами действуют одинаковые газовые и инерционные силы, в связи с чем формулы для расчета удельных суммарных сил в рядных и V-образных дизелях одинаковы.

Удельная суммарная сила Р считается сосредоточенной на пересечении осей цилиндра и поршневого пальца и направленной вдоль оси цилиндра. Она определяется суммированием удельных газовых и инерционных сил для одного и того же угла :

Р = P_r + P_j, МПа.

В качестве примера рассчитаем значение суммарной силы при угле поворота коленчатого вала . При этом угле (из таблицы 1),тогда

Значения силы Р_? занесем в таблицу 1.

Удельные тангенциальные Р_т, радиальные P_R и нормальные P_N силы рассчитываются по формулам:

При ц=0 рассчитаем значения :

где - угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра (град), определяемый по формуле:

При ц=0 рассчитаем значение в:

Аналогично производим расчет для всех значений, из начения сил Р_т, P_R, P_N занесем в таблицу 1, а кривые этих сил наносим на лист динамического расчета. Принимается положительное направление сил:

- Р и P_R - в сторону оси коленчатого вала;

- Р_т - в сторону вращения кривошипа;

- P_N - в сторону, противоположную вращению кривошипа.

Суммарную удельную силу, действующую на шатунную шейку Q, определяем векторным сложением удельных сил Р_т, P_R, Р_ц. Удельные силы P_R, Р_ц действуют вдоль оси кривошипа, а удельная сила Р_т направлена перпендикулярно оси кривошипа, поэтому суммарная удельная сила Q может быть рассчитана аналитически по формуле:

В качестве примера определим значение суммарной силы при угле поворота коленчатого вала =0:

Аналогично производим расчет для всех значений.

Вывод

В данном курсовом проекте был приведен расчет рабочего процесса тепловозного двигателя внутреннего сгорания по методу профессора В.И. Гриневецкого. Определены параметры процессов наполнения, сжатия, сгорания, расширения и выхлопа. Рассчитаны индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла, габаритные размеры двигателя, внешний тепловой баланс. Построена расчетная индикаторная диаграмма рабочего процесса двигателя. Произведен динамический расчет двигателя, построен лист диаграмм динамического процесса, включая полярную диаграмму удельной силы Q действующую на шатунную шейку.

Список использованной литературы

двигатель индикаторный динамический тепловой баланс

1. Богославский А.Е., Алексеенко В.В. Методические указания к курсовому проекту по дисциплине «Локомотивные энергетические установки». Часть I. Расчет рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания. - Ростов н/Д: Рост. гос. ун-т путей сообщения, 2011. - 22 с.

Размещено на Allbest.ru