Тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания

Тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания

Костанайский социально - технический университет

имени академика З. Алдамжар

ТЕХНИЧЕСКИЙ факультет

Кафедра ТРАНСПОРТ И ТЕХНОЛОГИИ

Курсовая работа по дисциплине

Энергетические установки транспортной техники

ТЕМА: Тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания

Выполнил: Смагул

Жанболат Дулатулы

курса специальности

ТТТиТ, заочной формы обучения

Научный руководитель

Сатыбалдин Т. Т.

ст. преподаватель кафедры «ТиТ»

Костанай

2013

ЗАДАНИЕ

на курсовую работу студенту

Смагулу

Жанболату Дулатулы

Тема курсовой работы: Тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания

Целевая установка: Произвести расчеты четырехтактного карбюраторного двигателя предназначенного для легковых автомобилей (1-вариант). Эффективная мощность карбюраторного двигателя N_e=47,1 кВт при частоте вращения коленчатого вала n_N=5600 мин^-1.

Двигатель четырехцилиндровый, i=4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия ε=8,5 для карбюраторного двигателя.

С учетом приведенных рекомендаций и заданий n_N=5600 мин^-1 тепловые расчеты последовательно проводятся для карбюраторного двигателя при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1.

Объем курсовой работы - не менее 25-30 стр.

Срок доклада руководителю о ходе разработки курсовой работы:

а)    доклад о собранном материале и ходе разработки курсовой работы

до «   »_____ 20___г.

б)    доклад о ходе написания курсовой работы до «____»___________       20____г.

Срок сдачи курсовой работы - «____» ________20_ г.

Руководитель курсовой работы: ______________ /Сатыбалдин Т.Т./

«___»_____________20___ г.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

. Тепловой расчет

1.1 Топливо

1.2 Параметры рабочего тела

.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

.4 Процесс впуска

.5 Процесс сжатия

.6 Процесс сгорания

.7 Процессы расширения и выпуска

.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

.9 Эффективные показатели двигателя

.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

.11 Построение индикаторных диаграмм

. Тепловой баланс

. Расчет внешних скоростных характеристик

. Кинематика

. Динамика

.1 Силы давления газов

.2 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

.3 Удельные и полные силы инерции

.4 Удельные суммарные силы

.5 Крутящие моменты

.6 Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

.7 Силы, действующие на колено вала

.8 Равномерность крутящего момента и равномерность хода двигателя

Заключение

Список использованной литературы

ВВЕДЕНИЕ

двигатель тепловой динамический газ

Карбюраторные двигатели находят широкое применение в современной жизни. Их используют в основном на транспортных средствах (из-за высокой стоимости топлива которые данные виды двигателей используют), к таким транспортным средствам относятся: мотоциклы, автомобили, а также катера, моторные лодки и т. п.

Используются карбюраторные двигатели и в современной автомобильной промышленности.

Самый распространенный тип современного теплового двигателя - двигатель внутреннего сгорания. Двигатели внутреннего сгорания могут работать на жидком топливе (бензин, керосин и т. п.) или на горючем газе, сохраняемом в сжатом виде в стальных баллонах или добываемом сухой перегонкой из дерева (газогенераторные двигатели).

Особое место в конструкции автомобиля занимает силовая установка, т. е. двигатель внутреннего сгорания (ДВС).

На автомобильном транспорте применяются карбюраторные и дизельные двигатели, а также бензиновые двигатели с впрыском топлива и принудительным воспламенением рабочей смеси.

Бензиновые двигатели с впрыском топлива и принудительным воспламенением рабочей смеси в зависимости от организации процесса смесеобразования и их конструктивных особенностей могут сочетать в себе положительные свойства и карбюраторных двигателей и дизелей.

Актуальность исследования: грамотная эксплуатация автомобиля предполагает не только знание его устройства и технического обслуживания, но и понимание физических процессов, посредством которых работает данное транспортное средство. Современный этап развития теории автомобиля требует углубленное изучение отдельных его составляющих и эксплуатационных свойств автомобиля, оптимизацией их показателей и технических параметров, что позволяет еще на стадии проектирования создавать наиболее рациональные конструкции автомобилей и обеспечить максимальную эффективность их применения.

Объект исследования: тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания.

Предмет исследования: бензиновый двигатель внутреннего сгорания.

Цель исследования: произвести тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания.

Задачи исследования: изучение научно-методической и справочной литературы, применение теории на практике расчета.

Методы исследования: анализ научно-методической и справочной литературы, тепловой и динамический расчет двигателя внутреннего сгорания.

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ

1.1 Топливо

В соответствии с заданной степенью сжатия ε=8,5 можно использовать бензины марок АИ-91, Регуляр-91 [1].

Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина: С=0,855; Н=0,145 и т_т=114

Низшая теплота сгорания:

Н_и=33,91С+125,60Н-10,89(О-S)-2,51(9H+W)=

=33,91·0,855+125,60·0,145-2,15·9·0,145=43930 кДж                             (1.1)

1.2 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

L₀==0,517 кмоль возд/кг топ.

l₀==14,957 кг возд/кг топл.

Коэффициент избытка воздуха устанавливается на основании следующих соображений. На современных двигателях устанавливают многокамерные карбюраторы, обеспечивающие получение почти идеального состава смеси по скоростной характеристике. Возможность применения для рассчитываемого двигателя двухкамерного карбюратора с обогатительной системой и системой холостого хода позволяет получить при соответствующей регулировке как мощностной, так и экономичный состав смеси. Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания, которая достигается при α=0,95-0,98, позволяет принять α=0,96 на основных режимах, а на режимах минимальной частоты вращения α=0,86. Далее непосредственный числовой расчет будет проводиться только для режимов максимальной мощности, а для остальных режимов окончательные значения рассчитываемых параметров приводятся в табличной форме [2].

Количество горючей смеси для карбюраторного двигателя:

М₁=α·L₀+1/m=0,96·0,517+1/114=0,5051 кмоль гор.см/кг топл.;

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К=0,5 и принятых скоростных режимах [3]:

=0,0770 кмоль СО₂/кг топл.

М_СО=2··0,208·L₀=2··0,208·0,517=0,0057 кмоль СО/кг топл.

М_НО=-2К··0,208·L₀=-2·0,5··0,208·0,517=0,0696 кмольН₂О/кг топл.

М_Н=2К··0,208·L₀=2·0,5··0,208·0,517=0,0029 кмольН₂ /кг топл.

М_N=0,792·α·L₀=0,792·0,96·0,517=0,3931 кмоль N₂/кг топл.

Общее количество продуктов сгорания для карбюраторного двигателя:

М₂=М_СО+М_со+М_НО+М_Н+М_N=

0,077+0,0057+0,0696+0,0029+0,3931=0,5483 кмоль пр.сг/кг топл.

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 1.

Таблица 1

Параметры рабочего тела

1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Давление и температура окружающей среды при работе двигателей без наддува: р_k=р₀=0,1 МПа и T_k=T₀=293 К

Температура остаточных газов. При постоянных значениях степени сжатия ε=8,5 температура остаточных газов практически линейно возрастет с увеличением скоростного режима при α-const, но уменьшается при обогащении смеси. Учитывая уже определенные значения п и α, можно принять значения Т_r для расчетных режимов карбюраторного двигателя [4]. При номинальных режимах для карбюраторного двигателя Т_r=1060 К.

Давление остаточных газов р_r за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускных трактов рассчитываемых двигателей можно принять на номинальном скоростном режиме для карбюраторного двигателя:

р_rN=1,18·p₀=1,18·0,1=0,118 МПа;

Тогда величины давлений на остальных режимах работы двигателей можно подсчитать по формулам:

р_r=р₀(1,035+А_р·10^-8·n²)=0,1(1,035+0,4624·10^-8·5600)=0,1180,

где А_р=(р_rN -p₀·1,035)·10⁸/(n_N² p₀)

При n_N=5600 мин^-1 А_р=(0,118-0,1·1,035)·10⁸/(5600²·0,1)=0,4624

1.4 Процесс впуска

Температура подогрева свежего заряда.

С целью получения хорошего наполнения двигателей на номинальных скоростных режимах принимается для карбюраторного двигателя ΔT_N=8°С.

Тогда на остальных режимах значения ΔT рассчитываются по формуле:

ΔT=A_T(110-0,0125n), где A_T=ΔT_N /(110-0,0125·n_N)

ΔT=ΔT_N /(110-0,0125·n_N) (110-0,0125n)=8                                     (1.4.1)

Плотность заряда на впуске:

ρ_о=р_о·10⁶/(R_вТ_о)=0,1·10⁶/(287·293)=1,189 кг/м³

где R_в=287 Дж/(кг·град)-удельная газовая постоянная для воздуха

Потери давления на впуске. В соответствии со скоростным режимом n=5600 мин^-1 и при учете качественной обработки внутренних поверхностей впускных систем можно принять для карбюраторного двигателя β²+ξ_вп=2,8 и ω_вп=95 м/с. Тогда ΔP_a на всех скоростных режимах двигателей рассчитывается по формуле: ΔP_a=(β²+ξ_вп)A_n²·n²·p_k·10^-6/2, где A_n=ω_вп/n_N

Потери давления на впуске карбюраторного двигателя при n=5600 мин^-1,

А_n=95/5600=0,01696,

тогда ΔP_a=2,8 0,01696²·5600²·1,189·10^-6/2=0,0150 МПа.

Давление в конце впуска в карбюраторном двигателе при n_N=5600 мин^-1

_а=P₀-ΔP_a=0,1-0,015=0,0850 МПа;

Коэффициент остаточных газов. При определении γ_r для карбюраторного двигателя без наддува принимается коэффициент очистки φ_оч=1, а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме, φ_дoз=1,10 что вполне возможно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30-60°. При этом на минимальном скоростном режиме (n=1000 мин^-1) возможен обратный выброс в пределах 5%, т. е. φ_доз=0,95. На остальных режимах значения φ_доз можно получить, приняв линейную зависимость φ_доз от скоростного режима [5]

Тогда при n_N=5600 мин^-1:

γ_r=·==0,0495(1.4.2)

Температура в конце впуска:

Т_а=(Т₀+ΔТ+γ_rТ_r)/(1+γ_r)=(293+8+0,0495·1060)/(1+0,0495)=337 К (1.4.3)

Коэффициент наполнения:

η_v=(φ_доз·ε·р_а-φ_оч·р_r)=

=(1,1·8,5·0,085-1·0,118)=0,8784

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 2.

Таблица 2

Параметры процесса впуска газообмена

1.5 Процесс сжатия

Средний показатель адиабаты сжатия k₁ при ε=8,5,а также рассчитанных значениях Т_а определяется по номограмме, а средний показатель политропы сжатия n₁ принимается несколько меньше k₁.

При выборе n₁ учитывается, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а n₁ уменьшается по сравнению с k₁ более значительно для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1, T_a=337 К и ε=8,5 показатель адиабаты сжатия определен по номограмме k₁=1,3775.

Давление в конце сжатия для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1: P_с=P_аεⁿ¹=0,085·8,5 ^1,377=1,6189 MПа, где n₁=1,377 принят несколько меньше k₁=1,3775.

Температура в конце сжатия: T_c=T_aε^n-1=337·8,5^1,377-1=755 К;

Средняя мольная теплоемкость:

а) свежей смеси (воздуха):

(mc_v)=20,6+2,638 10^-3 t_c, где t_c=T_c-273°С=755-273=482;

(mc_v)=20,6+2,638 10^-3 482=21,872 кДж/(кмоль·град)                 (1.4.5)

б) остаточных газов (mc"_v) определяется методом интерполяции по табл.3.8

для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1, α=0,96 и t_c=482°С

(mc"_v)=23,586+(23,712-23,586)·=23,611                             (1.4.6)

где 23,586=ср.тепл.при α-0,95(t-400) и 23,712=ср.тепл.при α-1,00(t-400)-значения теплоемкости продуктов сгорания при 400°С соответственно при α=0,95 и α=1,00, взятые по табл.3.8;

(mc"_v)=24,014+(24,15-24,014)·=24,041

где 24,014=ср.тепл.при α-0,95(t-500) и 24,150=ср.тепл.при α-1,00(t-500)-значения теплоемкости продуктов сгорания при 500°С соответственно при α=0,95 и α=1,0, взятые по табл. 3.8.

Теплоемкость продуктов сгорания при t_c=482°С и α=0,96

(mc"_v)=23,611+(24,041-23,611)=23,964 кДж/(кмоль·град);

в) рабочей смеси (mc'_v)=[(mc_v)+γ_r(mc"_v)]:

(mc'_v)=[21,872+0,0495·23,964]=21,971 кДж/(кмоль·град);

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 3.

Таблица 3

Параметры процесса сжатия

1.6 Процесс сгорания

Коэффициент молекулярного изменения горючей μ₀=М₂/М₁ и рабочей смеси μ=(μ₀+γ_r)/(1+γ_r) для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1: μ₀=0,5483/0,5051=1,0855 и μ=(1,0855+0,0495)/(1+0,0495)=1,0815

количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания, и теплота сгорания рабочей смеси

ΔH_и=119950(1-α)L₀ и Н_раб.см=                                  (1.6.1)

Для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1

ΔH_и=119950(1-0,96)·0,517=2481 кДж/кг,

Н_раб.см==78191 кДж/кмоль раб.см.;

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания

(mC"_v)=(1.6.2)

определяется по эмпирическим формулам, приведенным в табл.3.6 для интервала температур от 1501 до 2800°С

=22,490+0,001430·t_Z

=39,123+0,003343·t_Z

=19,678+0,001758·t_Z

=26,670+0,004438·t_Z

=23,723+0,001550·t_Z

=21,951+0,001457·t_Z

(mC"_v)=(1/0,5483)·[0,077·(39,123+0,003343·t_z)+0,0057·(22,490+0,001430·t_Z)+0,0696·(26,670+0,004438·t_Z)+0,0029·(19,678+0,001758·t_Z)+0,3931·(21,951+0,001457·t_Z)]=1,8238[3,012+0,00026t_Z+0,128+0,00008t_Z+1,85623+0,00031t_Z+0,057066+0,000005t_Z+8,62894+0,00057t_Z]=5,4933+0,0004742t_Z+0,23345+0,0001459t_Z+3,3853923+0,0005654t_Z+0,10407697+0,0000091t_Z+15,7374608+0,0001040t_Z=24,954+0,0012986t_Z кДж/(кмоль·град).

Коэффициент использования теплоты ξ_z зависит от совершенства организации процессов смесеобразования и сгорания топлива. Он повышается за счет снижения потерь теплоты газов в стенки цилиндра и неплотности между поршнем и цилиндром. При увеличении скоростного режима ξ_z снижается. При проведении расчетов двигателя ξ_z выбирается по опытным данным в зависимости от конструктивных особенностей двигателя. В зависимости от реальной зависимости ξ_z от скоростного режима карбюраторного двигателя принята величина коэффициента использования теплоты для карбюраторного двигателя ξ_z=0,91 при n_N=5600 мин^-1. Так же определены значения ξ_z для всех расчетных режимов.

Температура в конце видимого процесса сгорания:

ξ_zН_раб.см+(mc'_v)·t_c=μ(mC"_v)·t_Z                                               (1.6.3)

Для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1

0,91·78191+21,971·482=1,0815·(24,954+0,0012986t_Z)t_Z или 0,001405t_Z²+26,993t_Z-81757=0

откуда t_Z=(-26,993+)/(2·0,001405)=2660°С;

Т_z=t_Z+273=2660+273=2933 К

Максимальное давление сгорания теоретическое:

_z=p_c·μ·T_z/T_c=1,6189·1,0815·2933/755=6,8016 МПа;

Максимальное давление сгорания действительное:

p_zд=0,85·p_z=0,85·6,8016=5,7814 МПа;

Степень повышения давления: λ=p_z/p_c=6,8016/1,6189=4,201;

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 4.

Таблица 4

Параметры процесса сгорания

1000(mC"_v)=(1/0,5357)·[0,091·(39,123+0,003343·t_z)+0,0201·(22,490+0,001430·t_Z)+0,0625·(26,670+0,004438·t_Z)+0,0100·(19,678+0,001758·t_Z)+0,3521·(21,951+0,001457·t_Z)]=1,8667[3,560+0,00030t_Z+0,396+0,00003t_Z+1,66688+0,00028t_Z+0,196780+0,000018t_Z+7,72895+0,00051t_Z]=6,6455+0,0005600t_Z+0,73921+0,0000560t_Z+3,1115649+0,0005227t_Z+0,36732923+0,0000336t_Z+14,4276310+0,0000952t_Z=25,291+0,0012675t_Z кДж/(кмоль·град).

(mC"_v)=(1/0,5483)·[0,077·(39,123+0,003343·t_z)+0,0057·(22,490+0,001430·t_Z)+0,0696·(26,670+0,004438·t_Z)+0,0029·(19,678+0,001758·t_Z)+0,3931·(21,951+0,001457·t_Z)]=1,8238[3,012+0,00026t_Z+0,112+0,00001t_Z+1,85623+0,00031t_Z+0,057066+0,000005t_Z+8,62894+0,00057t_Z]=5,4933+0,0004742t_Z+0,20427+0,0000182t_Z+3,3853923+0,0005654t_Z+0,10407697+0,0000091t_Z+15,7374608+0,0010396t_Z=24,925+0,0021065t_Z кДж/(кмоль·град).

(mC"_v)=(1/0,5483)·[0,077·(39,123+0,003343·t_z)+0,0057·(22,490+0,001430·t_Z)+0,0696·(26,670+0,004438·t_Z)+0,0029·(19,678+0,001758·t_Z)+0,3931·(21,951+0,001457·t_Z)]=1,8238[3,012+0,00026t_Z+0,128+0,00001t_Z+1,85623+0,00031t_Z+0,057066+0,000005t_Z+8,62894+0,00057t_Z]=5,4933+0,0004742t_Z+0,23345+0,0000182t_Z+3,3853923+0,0005654t_Z+0,10407697+0,0000091t_Z+15,7374608+0,0010396t_Z=24,954+0,0021065t_Z кДж/(кмоль·град).

1000 ξ_zН_раб.см+(mc'_v)·t_c=μ(mC"_v)·t_Z

0,81·73992+21,969·480=1,1826·(25,291+0,0012675t_Z)t_Z

или 0,001499t_Z²+29,909t_Z-70479=0

откуда t_Z=(-29,909+√29,909²+4·0,001499·70479)/(2·0,001499)=2129°С

3200 ξ_zН_раб.см+(mc'_v)·t_c=μ(mC"_v)·t_Z

0,91·78445+21,969·484=1,0855·(24,925+0,0021065t_Z)t_Z

или 0,002287t_Z²+27,056t_Z-82018=0

откуда t_Z=(-27,056+√27,056²+4·0,002287·82018)/(2·0,002287)=2502°С

6000 ξ_zН_раб.см+(mc'_v)·t_c=μ(mC"_v)·t_Z

0,88·78124+21,972·482=1,0855·(24,954+0,0021065t_Z)t_Z

или 0,001499t_Z²+29,909t_Z-70479=0

откуда t_Z=(-29,909+√29,909²+4·0,001499·70479)/(2·0,001499)=2129°С

1.7 Процессы расширения и выпуска

Средний показатель адиабаты расширения k₂ определяется по номограмме при заданном ε для соответствующих значений α и T_z, а средний показатель политропы расширения п₂ оценивается по величине среднего показателя адиабаты для карбюраторного двигателя при ε=8,5, α=0,96 и T_z=2933 К k₂=1,25, что позволяет принять п₂=1,251.

Давление и температура в конце процесса расширения: p_b=p_z/ε^п2 и Т_b=T_z/ε^n2-1

Для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1: p_b=6,8016/8,5^1,251=0,4676 МПа и Т_b=2933/8,5^1,251-1=1714 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов: Т_r=;

При n_N=5600 мин^-1: Т_r==1088 К,

Т_r=1714/(0,4676/0,118)^0,33=1088

ΔT_r=100(1088-1060)/1060=2,64 %;

где ΔT_r-погрешность расчета.

На всех скоростных режимах температура остаточных газов принята в начале расчета достаточно удачно, так как ошибка не превышает 6 %.

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 5.

Таблица 5

Параметры процесса расширения и выпуска

1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление:

р=                                (1.8.1)

для карбюраторного двигателя при n_N=5600 мин^-1

р==1,4835 МПа

р=(1,6189/8,5-1)[4,201/1,251-1(1-8,5^1-1,251)-1/1,377-1(1-8,5^1-1,377)]=1,4835

Среднее индикаторное давление: р_i=φ_доз р

карбюраторного двигателя p_i=0,95·1,4835=1,4093 МПа.

Индикаторный КПД: η_i=;

Индикаторный удельный расход топлива: g_i =;

карбюраторного двигателя при n_N =5600 мин^-1

η_i=1,4093·14,957·0,96/43930·10^-3·1,189·0,8784=0,4410;

g_i =3600/0,441·43930·10^-3=186 г/(кВт·ч);

1.9 Эффективные показатели двигателя

Среднее давление механических потерь для бензиновых двигателей с числом цилиндров до шести и отношением S/D≤1: р_м=0,034+0,0113v_п.ср.

Для карбюраторного двигателя, предварительно приняв ход поршня S равным 78 мм, получим значение средней скорости поршня при n_N=5600 мин^-1

v_п.ср=S·n /(10⁴·3)=78·5600/(10⁴·3)=14,56 м/с

Тогда р_м =0,034+0,0113·14,56=0,1985 МПа

Среднее эффективное давление: р_е =р_i-р_м =1,4093-0,1985=1,2108 МПа

Механический КПД: η_м=р_е /р_i

карбюраторного двигателя: η_м=1,2108/1,4093=0,8591

Эффективный КПД: η_е=η_м·η_i

Эффективный удельный расход топлива: g_e=

карбюраторного двигателя: η_e=0,8591·0,441=0,3789 и g_e=3600/43,93·0,379=311 г/(кВтч);

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 6.

Таблица 6

Индикаторные и эффективные параметры двигателей

1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

Литраж карбюраторного двигателя: V_л=,           (1.10.1)

где τ-тактность (τ=4)

V_л=30·47,1·4/1,2108·5600=0,83357 л;

Рабочий объем одного цилиндра карбюраторного двигателя: V_h=

V_h=0,83357/4=0,20839 л;

Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S=78 мм, то: D=2·10³·=2·10³·0,20839/(3,14·78)=58,34 мм;

Окончательно принимается для карбюраторного двигателя D=65 мм и S=65 мм.

Основные параметры и показатели двигателей определяются по окончательно принятым значениям D и S:

-площадь поршня: F_п=π·D²/(4·100)=3,14·65²/(4/100)=33,17 см²;

-литраж двигателя: V_л==3,14·65²·65·4/(4·10⁶)=0,86 л;

-мощность двигателя: N_e==1,2108·0,86·5600/30·4=48,59 кВт;

-литровая мощность двигателя: N_л=N_e /V_л=54,767 л;

-крутящий момент: М_е==·47,1/5600=82,9 Н·м;

-часовой расход топлива: G_T=N_e·g_e·10^-3=48,59·311·10^-3=15,11 кг/ч

Результаты расчетов при п=1000, 3200, 5600 и 6000 мин^-1 сведены в таблицу 7.

Таблица 7

Основные параметры и показатели двигателя

1.11 Построение индикаторных диаграмм

Индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя построена для номинального режима работы двигателя, т. е. при N_e=47,1 кВт и n=5600 мин^-1, аналитическим методом.

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня M_s=l мм в мм;

Масштаб давлений М_р=0,05 МПа в мм.

Величины в приведенном масштабе, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

АВ=S/M_s=65/1,0=65 мм; ОА=АВ/(ε-1)=65/(8,5-1)=8,67 мм.

Максимальная высота диаграммы (точка z): P_z/M_p=6,8016/0,05=136,0 мм.

Ординаты характерных точек: р_a/M_p=0,085/0,05=1,7 мм;

p_c/M_p=1,6189/0,05=32,4 мм

р_b/M_p=0,4676/0,05=9,4 мм;

p_r/M_p=0,118/0,05=2,4 мм

р₀/M_p=0,1/0,05=2 мм

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия p_x=p_a(V_a/V_x)n

Отсюда р_x/M_p=(p_а/M_p)(OB/OX)ⁿ¹=1,7(73,7/OX)^1,377 мм;

где OB=OA+AB=8,67+65=73,7 мм;

б) политропа расширения р_х=р_b(V_b/V_x)ⁿ²

Отсюда р_x/M_p=(p_b/M_p)(OB/OX)ⁿ²=9,4(73,7/OX)^1,251 мм;

Результаты расчета точек политроп приведены в таблице 8.

Таблица 8

Координаты точек политроп

Теоретическое среднее индикаторное давление:

p_i'=F₁M_p/AB=1929·0,05/65=1,484 МПа,

где F₁=1929 мм²-площадь диаграммы aczba

Величина p_i'=1,484 МПа, полученная планиметрированием индикаторной диаграммы, очень близка к величине p_i'=1,4835 МПа, полученной в тепловом расчете.

Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчетов. Так как рассчитываемый двигатель достаточно быстроходный (n=5600 мин^-1), то фазы газораспределения необходимо устанавливать с учетом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения дозарядки в пределах, принятых в расчете. В связи с этим начало открытия впускного клапана (точка r') устанавливается за 18° до прихода поршня в в.м.т., а закрытие (точка а') - через 60° после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана (точка b') принимается за 55° до прихода поршня в н.м.т., а закрытие (точка а')-через 25° после прохода поршнем в.м.т. Учитывая быстроходность двигателя, угол опережения зажигания в принимается равным 35°, а продолжительность периода задержки воспламенения Δφ₁=5°.

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r', а', а", с', f и b' по формуле для перемещения поршня: АХ=[(1-cos φ)+(1-cos 2φ)], где λ-отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Выбор величины λ производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается λ=0,285.

Расчеты ординат точек r', a', а", с', и b' сведены в таблице 9.

Таблица 9

Координаты точек политроп

Обозначение точек          Положение точек               φº            (1-cos φ)+(1-cos 2φ)Расстояние точек

Положение точки с" определяется из выражения

р_с" =(1,15÷1,25) р_с=1,25·1,6189=2,024 МПа;

р"_с=2,024/0,05=40,5 мм.

Действительное давление сгорания: p_zд=0,85p_z=0,85·6,8016=5,7814 МПа;

_zд/М_р=5,7814/0,05=116 мм.

Нарастание давления от точки с" до z_д составляет 5,7814-2,024=3,757 МПа или 3,757/12=0,34 МПа/град п.к.в., где 12° положение точки z_д по горизонтали (для упрощения дальнейших расчетов можно принять, что действительное максимальное давление сгорания p_zд достигается через-10° после в.м.т., т. е. при повороте коленчатого вала на 370°).

Соединяя плавными кривыми точки r, с, а', с', с, с" и далее с z_д и кривой расширения b' с b" (точка b" располагается обычно между точками b и а) и линией выпуска b"r'r, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra'ac'fc"z_дb'b"r.

Координаты точек действительной индикаторной диаграммы сведены в Таблицу 10. Построена индикаторная диаграмма по данным точкам (в соответствии с рисунком рис. 1).

Таблица 10

Координаты точек действительной индикаторной диаграммы

Рисунок 1. Индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя.

2. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС

В реальном двигателе потери тепла возрастают из-за трения, теплообмена, неполноты сгорания и других причин. В связи с этим эффективный КПД η_e цикла имеет меньшее значение по сравнению с величиной η_t

Распределение тепловой энергии топлива, сгорающего в двигателе, наглядно иллюстрируется составляющими внешнего теплового баланса, которые определяются при установившемся тепловом состоянии двигателя в процессе его испытаний. Приближенно составляющие теплового баланса можно найти аналитически по данным теплового расчета двигателя.

Тепловой баланс позволяет определить тепло, превращенное в полезную эффективную работу, т. е. установить степень достигнутого совершенства теплоиспользования и наметить пути уменьшения имевшихся потерь. Знание отдельных составляющих теплового баланса позволяет судить о теплонапряженности деталей двигателя, рассчитать схему охлаждения, выяснить возможность использования теплоты отработавших газов и т. д.

В общем виде внешний тепловой баланс двигателя может быть представлен в виде следующих составляющих:

Q_о=Q_e+Q_r+Q_в+Q_н.с+Q_ост=Н_иG_т/3,6                                          (2.1.1)

где Q₀-общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом;

теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя за 1 с: Q_e=1000N_е;

теплота, потерянная с отработавшими газами:

Q_r=(G_Т /3,6)·{M₂ [(mc"_V)+8,315]·t_r-M₁[(mc_V)+8,315]·t_o}   (2.1.2)

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Q_в=c·i··n^m·(H_u -ΔH_u)/(α·H_u)                                               (2.1.3)

где с=0,45-0,53-коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей. В расчетах принято с=0,5; i-число цилиндров; D-диаметр цилиндра, см; n-частота вращения коленчатого вала двигателя, мин^-1; m=0,5-0,7-показатель степени для четырехтактных двигателей. В расчетах принято для карбюраторного двигателя при n=1000 мин^-1 m=1,6, а на всех остальных скоростных режимах m=0,65.

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

Q_н.с.=ΔН_и·G_Т / 3,6;                                                                   (2.1.4)

неучтенные потери теплоты: Q_ост.=Q_о-(Q_е+Q_r+Q_в+Q_н.с.)

Знание абсолютных значений составляющих теплового баланса позволяет осуществить количественную оценку распределения теплоты в двигателе. Если же необходимо сравнить распределение теплоты в различных двигателях или оценить степень теплоиспользования конкретного двигателя, то составляющие теплового баланса удобнее представлять в относительных величинах, например, в процентах по отношению ко всей теплоте, подведенной с топливом: q_о=q_e+q_r+q_в+q_н.с+q_ост=100%

Величины отдельных составляющих теплового баланса двигателя не являются постоянными, а изменяются в процессе его работы в зависимости от нагрузки, быстроходности и других факторов.

Характер распределения теплоты, подводимой в цилиндр с топливом, в процессе превращения в полезную эффективную работу наглядно может быть представлен в виде кривых теплового баланса. Графические зависимости строятся на основании определения каждой составляющей в зависимости от частоты вращения, нагрузки, качества смеси и т. д. Необходимые для построения указанных кривых теплового баланса данные получают при проведении специальных испытаний двигателя либо путем использования результатов ранее выполненных экспериментов. Тепловой баланс может быть также построен по данным теплового расчета двигателя с использованием формул.

Общее количество теплоты, введенной в двигатели при номинальном скоростном режиме (все данные взяты из теплового расчета) карбюраторного двигателя: Q_o=43930·15,11/3,6=184384 Дж/с;

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с карбюраторного двигателя: Q_e=1000·48,59=48590 Дж/с;

Теплота, передаваемая охлаждающей среде карбюраторным двигателем:

_B=0,5·4·6,5^1+2·0,65·5600^0,65·(43930-2083,9)/(0,96·43930)=79348 Дж/с;

Теплота, унесенная с отработавшими газами карбюраторного двигателя:

_r=(15,11/3,6){0,5483[25,25+8,315]·815-0,5051[20,775+8,315]20}=50979 Дж/с;

где (mc"_V)=25,250 кДж/(кмоль·град)-теплоемкость отработавших газов при α=0,96 и t_r=T_r-273=1088-273=815°С);

(mc_V)=20,775 кДж/(кмоль·град)-теплоемкость свежего заряда;

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива карбюраторного двигателя: Q_н.с.=2481·15,11/3,6=10413 Дж/с;

Неучтенные потери теплоты карбюраторного двигателя:

_ост=184384-(48590+50979+79348+10413)=-4946 Дж/с;       (2.1.5)

Составляющие тепловых балансов карбюраторного двигателя представлены в таблице 11.

Таблица 11

Составляющие теплового баланса

Из приведенных таблиц и рисунков видно, что основная часть теплоты топлива расходуется на эффективную работу, нагрев охлаждающей среды и потери с отработавшими газами. На величину теплоты, отводимой охлаждающей средой, оказывают влияние многие эксплуатационные и конструктивные факторы. С увеличением частоты вращения двигателя и температуры охладителя, а также коэффициента избытка воздуха величина Q_в уменьшается, а с увеличением размеров охлаждающей поверхности и отношения хода поршня к диаметру цилиндра двигателя возрастает. Из всего количества теплоты, отдаваемой охладителю, наибольшая часть (до 60-65%) воспринимается стенками цилиндра и камеры сгорания во время процессов сгорания и расширения, остальная часть - в течение выпуска.

Уменьшение доли теплоты, отводимой с охладителем, повышает долю теплоты, отводимой с выпускными газами. В двигателях с газотурбинным наддувом такое перераспределение теплоты приводит к повышению располагаемой энергии выпускных газов и, следовательно, к увеличению работы в газовой турбине. Этот принцип реализуется в комбинированных двигателях с уменьшенным теплоотводом от рабочего тела («адиабатный дизель») за счет тепловой изоляции деталей камеры сгорания и выпускного трубопровода керамическими материалами.

3. РАСЧЕТ ВНЕШНИХ СКОРОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК

На основании тепловых расчетов, проведенных для четырех скоростных режимов работы бензиновых двигателей, получены и сведены в таблицу 12 необходимые величины параметров.

Таблица 12

Параметры внешней скоростной характеристики

Коэффициент приспособляемости по скоростным характеристикам карбюраторного двигателя: К=М_еmax/М_eN=82,93/82,91=1;

Для сравнения различных методов построения скоростных характеристик и проверки правильности выполнения теплового расчета для нескольких скоростных режимов двигателя дополнительно приведен расчет изменения мощности и удельного расхода топлива на основе процентных соотношений между параметрами относительной скоростной характеристики карбюраторного двигателя. Результаты расчета сведены в таблице 13. Внешние скоростные характеристики (в соответствии с рисунком. 2, 3, 4).

Таблица 13

Параметры внешней скоростной характеристики

Рисунок 2. Внешние скоростные характеристики g_e и М_е.

Рисунок 3. Внешние скоростные характеристики N_e и G_T.

Рисунок 4. Внешние скоростные характеристики η_υ и α.

На основе сравнения полученных данных с кривыми N_e и g_е, построенными по результатам теплового расчета, можно сделать следующие выводы:

Точки относительной характеристики практически полностью совпадают с внешней скоростной характеристикой мощности рассчитываемого двигателя.

Точки относительной характеристики удельного расхода топлива несколько отличаются от кривой g_е, построенной по данным теплового расчета, в сторону увеличения g_е и особенно при малых значениях частоты вращения коленчатого вала. Максимальное расхождение составляет при п=1000 мин^-1 около 23% [350 и 284 г/(кВт·ч)].

4. КИНЕМАТИКА

Выбор λ и длины L_ш шатуна.

В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил отношение радиуса кривошипа к длине шатуна предварительно было принято в тепловом расчете λ=0,285 [6]

При этих условиях L_ш=R/λ=32,5/0,285=114,0 мм.

Принятые значения L_ш и λ обеспечивают движение шатуна без задевания за нижнюю кромку цилиндра. Следовательно, перерасчета величин L_ш и λ не требуется.

Перемещение поршня

_x=R·[(1-соs φ)+ (1-соs 2φ)]=32,5·[(1-соs φ)+ (1-соs 2φ)] мм. (4.1.1)

Расчет s_x производится аналитически через каждые 10° угла поворота коленчатого вала.

Угловая скорость вращения коленчатого вала:

ω=πn/30=3,14·5600/30=586 рад/с.

υ_п=ωR(sin φ+sin 2φ)=586·0,033×(sin φ+0,285/2sin 2φ) м/с.        (4.1.2)

Ускорение поршня:

j=ω²R(cos φ+λcos 2φ)=586²·0,033 (соs φ+0,285 соs 2φ) м/с²         (4.1.3)

Параметры перемещения поршня даны в таблице 14.

Построены графики (в соответствии с рисунком 5, 6, 7).

Таблица 14

Параметры перемещения поршня

По табличным данным строем графики s_x в масштабе М_z=2 мм в мм, υ_п-в масштабе М_у=1 м/с в мм, j-в масштабе M_j=500 м/с² в мм. Масштаб угла поворота коленчатого вала М_φ=3° в мм.

При j=0 υ_п=±υ_max, а на кривой s_x-это точка перегиба.

Рисунок 5. График перемещения поршня.

Рисунок 6. График скорости поршня.

Рисунок 7. График ускорения поршня.

5. ДИНАМИКА

5.1 Силы давления газов

Индикаторную диаграмму, полученную в тепловом расчете, развертывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса (в соответствии с рисунком 8).

Рисунок 8. Развернутая индикаторная диаграмма.

Основные параметры двигателя даны в таблице 15.

Таблица 15

Основные параметры двигателя

Поправка Брикса:

Rλ/(2M_s)=32,5·0,285/(2·1)=4,63 мм,

где М_s-масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме.

Масштабы развернутой диаграммы:

давлений и удельных сил М_р=0,05 МПа в мм;

полных сил М_F=М_рF_п=0,05·0,003317=0,000166 МН в мм, или М_р=1659 Н в мм, угла поворота кривошипа М_φ=3° в мм, или М'_φ=4π/ОВ=4·3,14/240=0,0523 рад в мм, где ОВ - длина развернутой индикаторной диаграммы, мм.

По развернутой диаграмме через каждые 10° угла поворота кривошипа определяют значения Δр_r и заносят в таблицу 16.

Таблица 16

Значения давлений и удельных сил

φ^о                   Δр_r. МПа               j, м/с²        p_j, МПа  p, МПа  tg β         p_N, МПа p_s,

МПаp_к,

МПар_Т,

МПаТ,

кНМ_кр.ц,

5.2 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

С учетом диаметра цилиндра, отношения S/D устанавливаются:

-масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава принято т'_п=100 кг/м²): т_п=т'_п·F_п=100·0,003317=0,332 кг;

масса шатуна (для стального кованого шатуна принято т'_ш=150 кг/м²):

т_ш=т'_ш·F_п=150 0,003317=0,498 кг;

масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для литого чугунного вала принято m'_к=140 кг/м²):

т_к=m'_к F_п=140 0,003317=0,464 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

т_ш.п.=0,275т_ш=0,275·0,498=0,137 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

m_ш.к.=0,725m_ш=0,725·0,498=0,361 кг.

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

m_j=т_п+т_ш.п=0,332+0,137=0,469 кг.

Массы, совершающие вращательное движение:

m_R=т_к+m_ш.к.=0,464+0,361=0,825 кг.

5.3 Удельные и полные силы инерции

Удельная сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс:

p_j=-jm_j/F_n=-j·469·10^-6/0,003317=-j141·10^-6 МПа.

Центробежная сила инерции вращающихся масс:

_R=-m_RRω²=-0,825 0,033-586²·10^-3=-9,207 кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна:

К_Rш=-m_ш.к·Rω²=-0,361·0,033 586²·10^-3=-4,029 кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа:

К_Rк=-m_к·Rω²=-0,464-0,033·586²·10^-3=-5,178 кН.

5.4 Удельные суммарные силы

Удельная сила (МПа), сосредоточенная на оси поршневого пальца:

=Δp_r+p_j

Удельная нормальная сила (МПа): p_N=p·tg β

Удельная сила (МПа), действующая вдоль шатуна: p_s=p (1/cos β)

Удельная сила (МПа), действующая по радиусу кривошипа:

р_х=р cos (φ+β)/cos β

Удельная и полная тангенциальные силы (МПа и кН):

_T=p·sin(φ+β)/cos β и T=p_T ·F_п=p_T·0,003317·10³

По табличным данным строят графики изменения удельных сил p_j, р, р_S, p_N, р_К и р_Т в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала φ (в соответствии с рисунком 9, 10, 11).

Рисунок 9. Графики изменения p_j и p.

Рисунок10. Графики изменения р_N и p_s.

Рисунок 11. Графики изменения р_К и p_Т.

Среднее значение тангенциальной силы за цикл:

по данным теплового расчета:

Т_ср=р_iF_п=1,4093·0,003317=744 Н;                   (5.4.1)

по площади, заключенной между кривой р_т и осью абсцисс:

р_Тср=М_р=0,05=0,215 МПа,      (5.4.2)

а Т_ср=р_Тср·F_п=0,215 0,003317·10⁶=713 Н

ошибка Δ=(744-713)100/744=4,2%.

5.5 Крутящие моменты

Крутящий момент одного цилиндра: М_кр.ц=ТR=T·0,033·10³ Н·м

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками: θ=720/i=720/4=180°

Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом (Таблица 17) через каждые 10° угла поворота коленчатого вала и по полученным данным строится кривая М_кр в масштабе М_м=10 Н·м в мм. (в соответствии с рисунком 12).

Рисунок 12. График изменения крутящего момента.

Таблица 17

Значения крутящих моментов

Средний крутящий момент двигателя:

по данным теплового расчета

M_кp.cp=M_i=M_е/η_м=82,9/0,8591=96,5 Н·м;

по площади, заключенной под кривой М_кр:

М_кр.ср=М_м=10=92,3 Н м;       (5.5.1)

ошибка Δ=100=4,4 %.

Максимальный и минимальный крутящие моменты:

М_кр.max=5 Н·м; М_кр.min=-1 Н·м.                             (5.5.2)

5.6 Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Для проведения расчета результирующей силы, действующей на шатунную шейку рядного двигателя, составляют таблицу 18.

Таблица 18

Полные силы

Суммарная сила, действующая на шатунную шейку по радиусу кривошипа: Р_к=К+К_Rш=(К-4,029) кН, где К=р_к F_п=р_к 0,003317·10³ кН.

Результирующая сила R_ш.ш, действующая на шатунную шейку, подсчитывается графическим сложением векторов сил Т и Р_х при построении полярной диаграммы (в соответствии с рисунком 13).

Рисунок 13. Полярная диаграмма.

Масштаб сил на полярной диаграмме для суммарных сил М_Р=0,1 кН в мм. Значения R_ш.ш для различных φ> заносят в таблицу и по ним строят диаграмму R_ш.ш в прямоугольных координатах (в соответствии с рисунком 14).

Рисунок 14. Диаграмма нагрузки на шатунную шейку.

По развернутой диаграмме R_ш.ш определяют:

R_ш.ш.cp=FM_P/OB=24030·0,05/74=16,303 кН;

R_ш.ш.max=31,453 кН; R_ш.ш.min=1,02 кН,

где ОВ - длина диаграммы, мм; F-площадь под кривой R_ш.ш, мм².

По полярной диаграмме строят диаграмму износа шатунной шейки. Сумму сил R_ш.ш.j, действующих по каждому лучу диаграммы износа, определяют с помощью таблицы 19.

Таблица 19

Значение сил, действующих по каждому лучу

По данным таблицы в масштабе М_Р=50 кН в мм по каждому лучу откладывают величины суммарных сил ΣR_ш.ш.j, от окружности к центру (в соответствии с рисунком 15). По диаграмме износа определяют расположение оси масляного отверстия (φ_м=68°).

Рисунок 15. Диаграмма износа шатунной шейки карбюраторного двигателя.

5.7 Силы, действующие на колено вала

Суммарная сила, действующая на колено вала по радиусу кривошипа:

_Pк=P_к+K_Rк=Р_к-8,960 кН                              (5.7.1)

Результирующая сила, действующая на колено вала R_к=R_ш.ш+K_Рк, определяется по диаграмме R_ш.ш. Векторы из полюса О_к до соответствующих точек на полярной диаграмме в масштабе М_Р=0,1 кН в мм выражают силы R_к, значения которых для различных φ заносят в таблицу.

5.8 Равномерность крутящего момента и равномерность хода двигателя

Равномерность крутящего момента:

μ=(M_кр.max-M_кр.min)/M_кp.cp=[5-(-1)]/92,3=0,04                                      (5.8.1)

Избыточная работа крутящего момента:

L_изб=F_abc·М_М·М′_φ=841·10·0,3622=3046,1 Дж,                        (5.8.2)

где F_abc-площадь над прямой среднего крутящего момента мм²; М′_φ=4π/(iОА)=4·3,14/(4·9)=0,3622 рад в мм-масштаб угла поворота вала на диаграмме М_кр.

Равномерность хода двигателя принимаем δ=0,01.

Момент инерции движущихся масс двигателя, приведенных к оси коленчатого вала: J₀=L_изб/(δω²)=3046,1/(0,01 586²)=0,887 кг·м²

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Курсовая работа “Тепловой и динамический расчет двигателя” выполнена в соответствии с заданием на основе методической и учебной технической литературы.

Рассчитанные показатели рабочего цикла, работы, размеров, кинематики и динамики проектируемого двигателя отличаются от прототипа топливной экономичностью и габаритными размерами. Снижение удельного расхода топлива на 17 г/кВт ч достигнуто уменьшением хода и диаметра поршня, т.е. снижением габаритов, скорости и потерь на трение.

В целом из выполненной работы следуют выводы:

1. Обоснованы исходные данные для проектирования эффективного двигателя по заданию с учетом прототипа и методических рекомендаций.

2.       Рассчитаны с применением ЭВМ рабочий цикл, работа и размеры двигателя, его удельные мощности и топливные показатели, кинематика и динамика, регуляторная (нагрузочная) характеристика. Проектируемый двигатель отличается повышенной топливной экономичностью и меньшими габаритами.

.         Получены навыки расчета и опыт оформления материалов по проектированию автомобильного двигателя, отвечающего современным техническим требованиям.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1.  Краткий автомобильный справочник НИИАТ, М.: Транспорт, 1984.

2.       Колчин А. И., Демидов В. П. «Расчет автомобильных и тракторных двигателей», М.: Высшая школа, 1980.

.         Ховах М. С., Вихерт М. М., Воинов А. Н. и др. «Автомобильные двигатели», М.: Машиностроение, 1977.

.         Ленин И. М., Попык К. Г, Малашкин О. М. и др. «Автомобильные и тракторные двигатели», М.: Машиностроение, 1969.

.         Орлин А. С., Вырубов Д. Н., Круглов М. Г. и др. «Двигатели внутреннего сгорания. Конструкция и расчет.», М.: Машиностроение, 1972.

6.Вахламов В. К. Автомобили, основы конструкции М: Асадема, 2004 г.