Автомобиль. Рабочие процессы и экологическая безопасность двигателя
Работа из раздела: «
Технология»
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.
1. ВведенИЕ Стр.3
2. ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ВЫБОР АНАЛОГА ДВИГАТЕЛЯ
Стр.4.
3. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ.
Стр.5
1 ПРОЦЕСС ВПУСКА Стр.6
2 ПРОЦЕСС СЖАТИЯ Стр.6
3 ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ Стр.6
4 ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ Стр.7
5 ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ. Стр.7
6 ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ . Стр.8
7 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ. Стр.9
4. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ. Стр.10
1 КИНЕМАТИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА. Стр.10
2 ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ. Стр. 12
3 РАСЧЕТ РАДИАЛЬНОЙ (N) , НОРМАЛЬНОЙ (Z) И ТАНГЕНЦИАЛЬНОЙ СИЛ ДЛЯ ОДНОГО
ЦИЛИНДРА. Стр.13
4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНЫХ НАБЕГАЮЩИХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И
СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА. Стр.17
5. ВЫВОДЫ. Стр.18
5. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ. Стр.19
1. 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 .
2. 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 .
|Номиналь|Число |Расположе|Тип |Частота |Степень |Коэффицие|
|ная |цилиндров|ние |двигателя|вращения |сжатия . |нт |
|мощность| |цилиндров|. |К.В. | |избытка |
|КВт. | |. | | | |воздух |
|90 |6 |Рядное . |Карбюрато|5400 |8,.2 |0,95 |
| | | |р. | | | |
3. 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 :
[pic] кг.
[pic] 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) .
[pic] , 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)
1 ПРОЦЕСС ВПУСКА .
Температура подогрева свежего заряда (Т с целью получения хорошего
наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается (ТN =10о
С .
Тогда :
[pic]
(Т = Ат ( (110-0,0125(n) = 0,23533((110-0,0125(5400)= 10о С .
Плотность заряда на впуске будет : [pic] ,
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 :
[pic] , 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.
Коэффициент наполнения :[pic] (К).
2 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)
3 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) :
[pic] , 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
[pic]
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
4 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 :
[pic]6,524/13,876=0,4701(МПа).[pic]2810/1,7=1653 К
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов :
[pic]1653/ 1,6 = 1037 К . Погрешность составит :
(= 100*(1037-1030)/1030 = 0,68% , эта температура удовлетворяет условия ((
1,7 .
5 ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА .
Теоретическое среднее индикаторное давление определенное по формуле :
[pic]=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.
6 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.
1. Литраж двигателя : Vл = 30(( Nе / (ре n) = 30*4*90/(0,907*5400) = 2,205
л.
2. Рабочий объем цилиндра : Vh = Vл / i = 2,205 / 6 = 0,368 л.
3. 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.
4. Окончательно приняв S = 75 мм. и D = 80мм. объем двигателя составит : Vл
= (D2Si / (4*106) = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л.
5. Площадь поршня : Fп = (D2 / 4 = 20096/4 = 5024 мм2 = 50,24 (см2).
6. Эффективная мощность двигателя : Nе = ре Vл n / 30( =
(0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.).
7. Эффективный крутящий момент : Ме = (3*104 / ()(Ne /n) =
(30000/3,14)*(92,24/5400) = 163,2 (н(м)
8. Часовой расход топлива : Gт = Ne (ge (10-3 = 92,24(268(10-3 =
92,24*268*10^(-3)=24,72 .
9. Удельная поршневая мощность : Nn = 4( Ne /i(((D2 =
(4*92,24)/(6*3,14*80*80) =30,6
7 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 :
1. 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 :
[pic]
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
[pic]
[pic]
Рис.1. Индикаторная диаграмма.
4. 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()
[pic]
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 |12,8|20,6|21,2|16,0|8,31|0 |-8,3|-16,|-21,|-20,|-12,|
| | |9 |5 | |6 | | |1 |06 |2 |65 |89 |
|( |360 |390 |420 |450 |480 |510 |540 |570 |600 |630 |660 |690 |
|Vп |0 |12,8|20,6|21,2|16,0|8,31|0 |-8,3|-16,|-21,|-20,|-12,|
| | |9 |5 | |6 | | |1 |06 |2 |65 |89 |
ТАБЛИЦА 6. Ускорение поршня при различных углах поворота кривошипа .
|( |0 |30 |60 |90 |120 |150 |180 |210 |240 |270 |300 |330 |
|jп |1497|1187|4492|-299|-748|-887|-898|-887|-748|-299|4492|1187|
| |4 |2 | |5 |7 |7 |5 |7 |7 |5 | |2 |
|( |360 |390 |420 |450 |480 |510 |540 |570 |600 |630 |660 |690 |
|jп |1497|1187|4492|-299|-748|-887|-898|-887|-748|-299|4492|1187|
| |4 |2 | |5 |7 |7 |5 |7 |7 |5 | |2 |
[pic]
Рис.2 График зависимости скорости поршня от угла поворота кривошипа .
[pic]Рис. 3 График зависимости ускорения поршня от угла поворота кривошипа
.
2 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 :
[pic]
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
[pic]
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 |-3,2|-2.5|-0,9|0,65|1,625|1,927|1,95|1,927|1,625|0,65|-0,9|-2,5|
| |5 |8 |8 | | | | | | | |8 |8 |
|( |360 |390 |420 |450 |480 |510 |540 |570 |600 |630 |660 |690 |
|Pj |-3,2|-2,5|-0,9|0,65|1,625|1,927|1,95|1,927|1,625|0,65|-0,9|-2,5|
| |5 |8 |8 | | | | | | | |8 |8 |
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 .
[pic]
[pic]
По результатам расчетов построим графики радиальной N (рис.5) , нормальной
(рис.6) , и тангенциальной (рис.7) сил в зависимости от угла поворота
кривошипа .
[pic]
Рис.5 График радиальной силы N в зависимости от угла поворота кривошипа .
[pic]
Рис 6. График зависимости нормальной силы от угла поворота кривошипа.
[pic]
Рис.7. График тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа
4 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
[pic]
[pic]
[pic]
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..
