Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей

МИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

СЕВЕРО - ЗАПАДНЫЙ ЗАОЧНЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

КАФЕДРА АВТОМОБИЛЬНОГО ТРАНСПОРТА

КУРСОВАЯ РАБОТА

ПО ДИСЦИПЛИНЕ : РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ И

ЭКОЛОГИЧЕСКАЯ БЕЗОПАСНОСТЬ

АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

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 e = 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 О_>т> - кислород ; С- углерод ; Н - водород . Для 1кг. жидкого топлива , состоящего из долей углерода , водорода , и кислорода , при отсутствии серы можно записать : С+Н+О_>т> = 1 кг .

ПAРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ТЕЛА:

Определение теоретически необходимого количества воздуха при полном сгорании жидкого топлива . Наименьшее количество кислорода О_>о> , 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 a=0,9 : al_>o> = 0.9*14.957 = 13.461 кг ; aL_>o> = 0,9 * 0,516 = 0,464 . При молекулярной массе паров топлива m_>т> = 115 кмоль , найдем суммарное количество свежей смеси :

М_>1> = 1/ m_>т> + aL_>o> = 1/115+0,464 = 0,473 кмоль.

При неполном сгорании топлива ( a<1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО) , углекислого газа (СО_>2>) , водяного пара (Н_>2>О) , свободного водорода (Н_>2>) , и азота (N_>2>) . 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).:

М_>со> = 2*0,21*[(1-a)/(1+K)]*L_>o> = 0,42*(0,1/1,47)*0,516 = 0,0147 кмоль.

М_>СО2> = С/12- М_>со> = 0,855/12-0,0147 = 0,0565 кмоль.

М_>Н2> = К* М_>со> = 0,47*0,0147 = 0,00692 кмоль.

М_>Н2О> = Н/2 - М_>Н2> = 0,145/2-0,00692 = 0,06558 кмоль.

М_>N2> = 0,792*aL_>o> = 0,792*0,9*0,516 = 0,368 кмоль.

Суммарное количество продуктов сгорания :

М_>2> = 0,0147+0,0565+0,00692+0,06558+0,368 = 0,5117 кмоль.

Проверка : М_>2> = С/12+Н/2+0,792*aL_>o> = 0,855/12+0,145/2+0,792*0,9*0,516 = 0,5117 .

Давление и температура окружающей среды : P_>k>=P_>o>=0.1 (МПа) и T_>k>=T_>o>= 293 (К) , а приращение температуры в процессе подогрева заряда DТ = 20^о С . Температура остаточных газов : Т_>r> = 1030^o К . Давление остаточных газов на номинальном режиме определим по формуле : P_>rN> = 1.16*P_>o> = 1,16*0,1 = 0,116 (МПа) .

_>> , где

Р_>rN> - давление остаточных газов на номинальном режиме , n_>N>_> >- частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме равное 5400 об/мин. Отсюда получим :

Р_>r>=Р_>0>×( 1,035+ А_>р>×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 DТ с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается DТ_>N> =10^о С .

Тогда :

_>>

DТ = А_>т> × (110-0,0125×n) = 0,23533×(110-0,0125×5400)= 10^о С .

Плотность заряда на впуске будет : _> > ,

где Р_>0> =0,1 (Мпа) ; Т_>0> = 293 (К) ; В - удельная газовая постоянная равная 287 (Дж./кг*град.) Þ r_>0> = ( 0,1*10⁶)/(287*293) = 1,189 (кг/м³).

Потери давления на впуске DР_>а> , в соответствии со скоростным режимом двигателя

(примем (b²+x_>вп>)= 3,5 , где b - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра , x_>вп> - коэффициент впускной системы ) ,

DР_>а> = (b²+x_>вп>)* А_>n>²*n²*(r_>k> /2*10^-6) , где А_>n> = w_>вп>/ n_>N> , где w_>вп> - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (w_>вп> = 95 м/с) , отсюда А_>n>= 95/5400 = 0,0176 . : r_>k>_> >= r_>0 >= 1,189 ( кг/м³) .Þ DР_>а> = (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 : Р_>а> = Р_>0> - DР_>а> = 0,1- 0,0107 = 0,0893 (Мпа).

Коэффициент остаточных газов :

_>> , при Т_>к>=293 К ; DТ = 10 С ; Р_>r> = 0,116 (Мпа) ; Т_>r> = 1000 K ;

P_>a>= 0.0893 (Мпа);e = 8,2 , получим : g_>r> = (293+10)/1000*0,116/(8,2*0,0893-0,116) =0,057.

Коэффициент наполнения :_>> (К).

ПРОЦЕСС СЖАТИЯ.

Учитывая характерные значения политропы сжатия для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы n= 1,37 . Давление в конце сжатия:

Р_>с> = Р_>а> ×eⁿ = 0.0893× 8.2^1.37 = 1,595 (Мпа). Температура в конце сжатия : Т_>с> = Т_>а>×e^(n-1) = 340,6×8,2^0,37 = 741,918@ 742 (К).

Средняя молярная теплоемкость в конце сжатия ( без учета влияния остаточных газов): mc_>v>^’ = 20,16+1,74×10^-3×Т_>с> = 20,16+1,74×10^-3×742 = 21,45 (Кдж/кмоль×град.)

Число молей остаточных газов : М_>r> = a×g_>r>×L_>0> = 0,95×0,057×0,516=0,0279 (кмоль).

Число молей газов в конце сжатия до сгорания: М_>с>= М_>1>+М_>r> = 0,473+0,0279= 0,5(кмоль)

ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ .

Средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для продуктов сгорания жидкого топлива в карбюраторном двигателе при ( a<1) : mc_>в>^’’ = (18,4+2,6×a)+(15,5+13,8×a)×10^-4×Т_>z>= 20,87+28,61×10^-4×Т_>z>_> >= 20,87+0,00286×Т_>z> (Кдж/кмоль×К).

Определим количество молей газов после сгорания : М_>z> = M_>2>+M_>r> = 0,5117+0,0279 = 0,5396 (кмоля) . Расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси находится по формуле : b = М_>z> / M_>c> = 0,5397/0,5 = 1,08 .

Примем коэффициент использования теплоты x_>z> = 0,8 , тогда количество теплоты , передаваемой на участке lz при сгорании топлива в 1 кг. : Q = x_>z>×(H_>u>-DQ_>H>) , где H_>u> - низшая теплотворная способность топлива равная 42700 (Кдж/кг)., DQ_>H> =119950×(1-a)× L_>0> - количество теплоты , потерянное в следствии химической неполноты сгорания :

DQ_>H> = 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 (a<1) :

_> > , тогда получим :

1,08(20,87+0,00286*Т_>z>)*T_>z> = 36636/(0,95*0,516*(1+0,057))+21,45*742

22,4Т_>z> +0,003Т_>z>² = 86622 Þ 22,4 Т_>z>_> >+0,003 Т_>z>² - 86622 = 0

_>>

Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое : Р_>z> = P_>c>*b*T_>z >/T_>c> = 1,595*1,08*2810/742 = 6,524 (Мпа) . Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания : Р_>z>_>д> = 0,85*Р_>z> = 0,85*6,524 =5,545 (МПа) . Степень повышения давления : l = Р_>z> / Р_>с> = 6,524/1,595 = 4,09

ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ .

С учетом характерных значений показателя политропы расширения для заданных параметров двигателя примем средний показатель политропы расширения n_>2> = 1,25

Давление и температура в конце процесса расширения :

_>>6,524/13,876=0,4701(МПа)._>>2810/1,7=1653 К

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов :

_>>1653/ 1,6 = 1037 К . Погрешность составит :

D= 100*(1037-1030)/1030 = 0,68% , эта температура удовлетворяет условия D< 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 j_>и> = 0,96 , тогда среднее индикаторное давление получим : р_>i> = 0,96* р_>i>^’ = 0,96*1,163 = 1,116 (МПа) .

Индикаторный К.П.Д. : h_>i> = p_>i> l_>0> a / (Q_>H> r_>0> h_>v> ) = (1,116 *14,957*0,9)/(42,7*1,189*0,763) = 0,388 , Q_>н> = 42,7 МДж/кг.

Индикаторный удельный расход топлива : g_>i> = 3600/ (Q_>H> h_>i> ) = 3600/(42,7*0,388) =217 г/КВт ч.

Эффективные показатели двигателя .

При средней скорости поршня С_>m> = 15 м/с. , при ходе поршня S= 75 мм. и частотой вращения коленчатого вала двигателя n=5400 об/мин. , рассчитаем среднее давление механических потерь : Р_>м> = А+В* С_>m> , где коэффициенты А и В определяются соотношением S/D =0,75<1 , тогда А=0,0395 , В = 0,0113 , отсюда Р_>м> = 0,0395+0,0113*15 =0,209 МПа.

Рассчитаем среднее эффективное давление : р_>е> = р_>i> - p_>м> = 1,116-0,209= 0,907 МПа.

Механический К.П.Д. составит : h_>м> = р_>е> / р_>i> = 0,907/ 1,116 = 0 ,812

Эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива :

h_>е>= h_>i> h_>м> = 0,388*0,812 = 0,315 ; g_>e> = 3600/(Q_>H> h_>е>) = 3600/(42,7*0,315) = 268 г/КВт ч

Основные параметры цилиндра и двигателя.

Литраж двигателя : V_>л> = 30×t N_>е> / (р_>е> n) = 30*4*90/(0,907*5400) = 2,205 л.

Рабочий объем цилиндра : V_>h> = V_>л >/ i = 2,205 / 6 = 0,368 л.

Диаметр цилиндра : D = 2×10³×Ö V_>h>(pS) = 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 : V_>л> = pD²Si / (4*10⁶) = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л.

Площадь поршня : F_>п> = pD² / 4 = 20096/4 = 5024 мм² = 50,24 (см²).

Эффективная мощность двигателя : N_>е> = р_>е> V_>л> n / 30t = (0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.).

Эффективный крутящий момент : М_>е> = (3*10⁴ / p)(N_>e> /n) = (30000/3,14)*(92,24/5400) = 163,2 (н×м)

Часовой расход топлива : G_>т> = N_>e> ×g_>e> ×10^-3 = 92,24×268×10^-3 = 92,24*268*10^(-3)=24,72 .

Удельная поршневая мощность : N_>n> = 4× N_>e >/i×p×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 N_>e>=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/M_>s> = 75/1,0 =75 мм. ; ОА = АВ / (e-1) = 75/(8,2-1) = 10,4 мм.

Максимальная высота диаграммы точка Z : р_>z> / M_>p> = 6,524/0,05 = 130,48 мм.

Ординаты характерных точек :

р_>а> / М_>р> = 0,0893/0,05 = 1,786 мм. ; р_>с> / М_>р> = 1,595/0,05 = 31,9 мм. ; р_>в> / М_>р> = 0,4701/0,05 = 9,402 мм. : р_>r> / М_>р> = 0,116/0,05 = 2,32 мм. ; р_>0> / М_>р> = 0,1/0,05 = 2 мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом :

Политропа сжатия : Р_>х> = Р_>а> (V_>а> V_>х> )ⁿ¹ . Отсюда Р_>х> / М_>р> = (Р_>а>/М_>р>)(ОВ/ОХ)ⁿ¹ мм. , где ОВ= ОА+АВ= 75+10,4 = 85,4 мм. ; n_>1> = 1,377 .

ТАБЛИЦА 2. Данные политропы сжатия :

ТАБЛИЦА 3. Данные политропы расширения .:

Р_>х> / М_>р> = Р_>в> (V_>в> /V_>х>)ⁿ² , отсюда Р_>х> / М_>р> = (р_>в>/М_>р>)(ОВ/ОХ)ⁿ² , где ОВ= 85,4 ; n_>2> =1.25

Рис.1. Индикаторная диаграмма.

ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ .

Кинематика кривошипно-шатунного механизма .

S_>n> = (R+a)- ( R cos.a+acos.b)= R[(1+1/l)-( cos.b+1/l cos.b)] , где l =R / a , тогда S_>n> = R[(1+ l/4)-( cos.a+ l/4 cos.2a)] , если a=180^о то S_>n>=S - ходу поршня , тогда : 75 = R[(1+l/4)-(-1+l/4)] ; 75 = R[1.0625+0.9375] ; 75 = 2R Þ R = 75/2 = 37.5 мм.=0,0375 м.

l=R/L_>ш> Þ L_>ш >= R/l= 37,5/0,25 = 150 мм.=15 см. т.к. l= 0,25

Находим скорость поршня и ускорение в зависимости от угла поворота кривошипа :

V_>п> = dS_>n>/dt = Rw( sina + l/2sin2a) , j_>n> = d²S_>n>/dt = Rw²(cosa + lcos2a) ,

Угловую скорость найдем по формуле : w = pn/30 = 3,14*5400/30 = 565,2 рад/с .

ТАБЛИЦА 4.. Числовые данные определяющие соотношения :

1- ( sina + l/2sin2a) ; 2- (cosa + lcos2a)

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)

a	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
V>п>	0	12,89	20,65	21,2	16,06	8,31	0	-8,31	-16,06	-21,2	-20,65	-12,89
a	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
V>п>	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 .

a	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
j>п>	14974	11872	4492	-2995	-7487	-8877	-8985	-8877	-7487	-2995	4492	11872
a	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
j>п>	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 ОО_>1> составит : ОО_>1>= Rl/2 = 0,25*3,75/2 = 0,47 (см). Отрезок АС :

АС = m_>j> w² R(1+l) = 0,5 Р_>z> = 0,5*6,524 = 3,262 (МПа) ; Р_>х> = 3,262/0,05 = 65,24 мм.

Отсюда можно выразить массу движущихся частей :

_> >

Рассчитаем отрезки BD и EF :

BD = - m_>j> w² R(1-l) = - 0,000218*319451*0,0375*(1-0,25) = -1,959 (МПа) .

EF = -3 m_>j> w² Rl = -3*0,000218*319451*0,0375*0,25 = -1,959 (МПа ). Þ BD= EF

Рис.4 Развернутая индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя.

Силы инерции рассчитаем по формуле : Р_>j> = - m_>j> w² R(cosa + lcos2a)

ТАБЛИЦА 7. Силы инерции .

a	0	30	60	90	120	150	180	210	240	270	300	330
Р>j>	-3,25	-2.58	-0,98	0,65	1,625	1,927	1,95	1,927	1,625	0,65	-0,98	-2,58
a	360	390	420	450	480	510	540	570	600	630	660	690
P>j>	-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 Р_>0> = 0,1 МПа , Р_>дв> = Р_>r> +P_>j> - P_>0> , где Р_>r> - 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= Р_>дв>*tgb ; Z = Р_>дв> * cos(a+b)/cosb ; T = Р_>дв> * sin(a+b)/cosb

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 : å М_>кр> = å (å Т_>i>) F_>п> R , где F_>п> - площадь поршня : F_>п> = 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 : М_>кр> =98100* F_>п> R

Рис. 8. График среднего крутящего момента в зависимости от угла поворота кривошипа.

Определим средний крутящий момент : М_>кр.ср> = ( М_>max> + M_>min>)/2

М_>кр.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..