Автомобиль. Рабочие процессы и экологическая безопасность двигателя

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

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 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 =0,9 : l>o> = 0.9*14.957 = 13.461 кг ; L>o> = 0,9 * 0,516 = 0,464 . При молекулярной массе паров топлива >т> = 115 кмоль , найдем суммарное количество свежей смеси :

М>1> = 1/ >т> + L>o> = 1/115+0,464 = 0,473 кмоль.

При неполном сгорании топлива ( 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-)/(1+K)]*L>o> = 0,42*(0,1/1,47)*0,516 = 0,0147 кмоль.

М>СО>>2> = С/12- М>со> = 0,855/12-0,0147 = 0,0565 кмоль.

М>Н>>2> = К* М>со> = 0,47*0,0147 = 0,00692 кмоль.

М>Н>>2>>О> = Н/2 - М>Н>>2> = 0,145/2-0,00692 = 0,06558 кмоль.

М>N>>2> = 0,792*L>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*L>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 Т = 20о С . Температура остаточных газов : Т>r> = 1030o 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 Т с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается Т>N> =10о С .

Тогда :

Т = А>т>  (110-0,0125n) = 0,23533(110-0,01255400)= 10о 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.)  >0> = ( 0,1*106)/(287*293) = 1,189 (кг/м3).

Потери давления на впуске Р>а> , 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 ) ,

Р>а> = (2+>вп>)* А>n>2*n2*(>k> /2*10-6) , где А>n> = >вп>/ n>N> , где >вп> - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (>вп> = 95 м/с) , отсюда А>n>= 95/5400 = 0,0176 . : >k>> >= >0 >= 1,189 ( кг/м3) . Р>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> - Р>а> = 0,1- 0,0107 = 0,0893 (Мпа).

Коэффициент остаточных газов :

, при Т>к>=293 К ; Т = 10 С ; Р>r> = 0,116 (Мпа) ; Т>r> = 1000 K ;

P>a>= 0.0893 (Мпа); = 8,2 , получим : >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> n = 0.0893 8.21.37 = 1,595 (Мпа). Температура в конце сжатия : Т>с> = Т>а>(n-1) = 340,68,20,37 = 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> = >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 ( 1) : mc>в>’’ = (18,4+2,6)+(15,5+13,8)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 :  = М>z> / M>c> = 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>(H>u>-Q>H>) , где H>u> - низшая теплотворная способность топлива равная 42700 (Кдж/кг)., Q>H> =119950(1-) L>0> - количество теплоты , потерянное в следствии химической неполноты сгорания :

Q>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 (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  22,4 Т>z>> >+0,003 Т>z>2 - 86622 = 0

Максимальное давление в конце процесса сгорания теоретическое : Р>z> = P>c>**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 :  = 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 :

= 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 : р>i> = 0,96* р>i>’ = 0,96*1,163 = 1,116 (МПа) .

Индикаторный К.П.Д. : >i> = p>i> l>0> / (Q>H> >0> >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> >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 : >м> = р>е> / р>i> = 0,907/ 1,116 = 0 ,812

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

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

Основные параметры цилиндра и двигателя.

    Литраж двигателя : V>л> = 30 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 V>h>(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 : V>л> = D2Si / (4*106) = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л.

    Площадь поршня : F>п> = D2 / 4 = 20096/4 = 5024 мм2 = 50,24 (см2).

    Эффективная мощность двигателя : N>е> = р>е> V>л> n / 30 = (0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.).

    Эффективный крутящий момент : М>е> = (3*104 / )(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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 / (-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+)- ( R cos.+cos.)= R[(1+1/)-( cos.+1/ cos.)] , где  =R /  , тогда S>n> = R[(1+ /4)-( cos.+ /4 cos.2)] , если =180о то S>n>=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/L>ш>  L>ш >= R/= 37,5/0,25 = 150 мм.=15 см. т.к. = 0,25

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

V>п> = dS>n>/dt = R( sin + /2sin2) , j>n> = d2S>n>/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

V>п>

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

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 .

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

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>= R/2 = 0,25*3,75/2 = 0,47 (см). Отрезок АС :

АС = m>j> 2 R(1+) = 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> 2 R(1-) = - 0,000218*319451*0,0375*(1-0,25) = -1,959 (МПа) .

EF = -3 m>j> 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 : Р>j> = - m>j> 2 R(cos + cos2)

ТАБЛИЦА 7. Силы инерции .

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

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>*tg ; Z = Р>дв> * cos(+)/cos ; T = Р>дв> * 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 :  М>кр> =  ( 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..