Расчет карбюраторного четырехцилиндрового двигателя мощностью 200кВт

ПЗ.docx

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРОЕКТИРУЕМОГО ДВИГАТЕЛЯ
2 Параметры рабочего тела
3 Параметры окружающей среды и остаточных газов
4 Расчет параметров в конце процесса впуска
7 Процесс расширения
8 Индикаторные и эффективные параметры рабочего цикла
основные параметры цилиндра и двигателя
9 Построение индикаторной диаграммы
10 Построение круговой диаграммы фаз газораспределения
РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ
ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КШМ
1 Силы давления газов
2 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма
4 Суммарные силы действующие в кривошипно-шатунном механизме
5 Силы действующие на шатунные шейки коленчатого вала
ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР МЕХАНИЗМОВ И СИСТЕМ
ПРОЕКТИРУЕМОГО ДВИГАТЕЛЯ
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДВИГАТЕЛЯ
Особенности и тенденции развития конструкций автомобильных и тракторных двигателей полностью определяются требованиями предъявляемыми к автомобилям и тракторам промышленностью и сельским хозяйством. Эти требования сводятся к обеспечению максимальной производительности автомобиля и трактора минимальной стоимости перевозок и выполняемых трактором работ при надёжной и безопасной их работе. Основные требования предъявляемые к автомобильным и тракторным двигателям следующие:
Развитие необходимой мощности двигателей при различных скоростях движения автомобиля.
Максимально возможная экономичность на всех режимах работы.
Простота конструкции упрощающая условия выпуска и последующих ремонтов автомобильных и тракторных двигателей и облегчающая условия их обслуживания и эксплуатации.
Низкая производственная стоимость достигаемая за счёт обеспечения технологичности конструкции деталей автомобильных и тракторных двигателей снижения их веса и применения полноценных заменителей металлов.
Возможно меньший удельный и литровый веса двигателя достигаемые без снижения надёжности и долговечности его работы.
Максимально целесообразное уравновешивание двигателя и необходимая равномерность хода.
Удобство в эксплуатации а также простота и удобство ремонта и технического обслуживания в гаражных и дорожных условиях.
Высокая надёжность и долговечность работы.
В соответствии с перечисленными требованиями конструкции современных автомобильных и тракторных двигателей развиваются и совершенствуются в направлениях максимального их соответствия условиям эксплуатации повышения экономичности и снижения себестоимости.
Тепловой расчет будем производить на режиме номинальной мощности. Целью теплового расчета является определение аналитическим путем основных параметров характеризующих двигатель в целом (среднее эффективное давление удельный эффективный расход топлива эффективный коэффициент полезного действия) основных размеров двигателей (литраж рабочий объем цилиндра ход поршня и диаметр цилиндра) и построение индикаторной диаграммы.
Для бензинового двигателя в соответствии с заданной степенью сжатия определяем марку бензина (ГОСТ 51105 - 97) по таблице 1.1.
Таблица 1.1. Выбор марки бензина
Для проектируемого двигателя оптимальным является бензин марки АИ-98 со средним элементарным составом бензина
где – массовые доли углерода и водорода в 1кг топлива соответственно молярная масса
Определяем низшую теплоту сгорания топлива :
Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива
Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива
Определяем количество горючей смеси
Определяем количество отдельных компонентов продуктов сгорания
Определяем общее количество продуктов сгорания
Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без наддува
Давление остаточных газов
Температура остаточных газов
Давление газов в цилиндре
где – потери давления на впуске.
Коэффициент остаточных газов
Принимаем (для бензинового двигателя ).
Температура в конце впуска
Коэффициент наполнения
Таким образом полученные результаты соответствуют параметрам современных четырехтактных бензиновых двигателей где
Давление и температура в конце сжатия
где – показатель политропы сжатия.
Значение политропы сжатия определяется по формуле
У современных двигателей значения и находятся в пределах: и .
Максимальная температура цикла в двигателе определяется из уравнений сгораний
где – средняя мольная теплоемкость свежего заряда
– коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси
– количество теплоты потерянное вследствие химической неполноты сгорания
Принимаем коэффициент использования тепла
– средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме
Давление в конце сгорания теоретическое
Действительное давление в конце сгорания
Для современных двигателей давление и температура в конце сгорания находится в пределах
Давление в конце расширения
где – показатель политропы расширения
Температура в конце расширения
Для современных двигателей давление и температура в конце расширения находится в пределах
Производим проверку ранее принятой температуры остаточных газов
Полученная температура соответствует нормам температуры остаточных газов.
8 Индикаторные и эффективные параметры рабочего цикла основные параметры цилиндра и двигателя
Теоретическое среднее индикаторное давление:
Действительное среднее индикаторное давление
где – коэффициент полноты диаграммы
Индикаторный коэффициент полезного действия:
где – плотность заряда на впуске
Удельный индикаторный расход топлива:
Таблица 1.2.З начения коэффициентов для расчета механических потерь
Среднее давление механических потерь вычисляем в соответствии с данными таблицы 2 [1]
где – скорость поршня определяется по формуле
Ход поршня выбирается предварительно по прототипу (двигатель автомобиля СIVIC)
Среднее эффективное давление
Рабочий объем цилиндра
где – заданный коэффициент короткоходности
Необходимо организовать сравнение
Эффективная мощность:
Эффективный крутящий момент
Удельный эффективный расход топлива
Часовой расход топлива
Из начала координат под углом =15 к горизонтальной оси проводим луч ОК угол обычно выбираем из интервала 15 20.
Под углами =21 и =19 к вертикальной оси проводим лучи ОМ и ОN.
Величины углов и вычисляем по формулам:
где показатели политроп сжатия и расширения.
Для построения политропы сжатия из точки C проводим горизонтальную линию до пересечения с вертикальной осью.
Из полученной точки под углом 45 проводим прямую линию до пересечения с лучом ОМ а из полученной точки пересечения – горизонтальную линию.
Затем из точки C опускаем перпендикуляр к горизонтальной оси до пересечения с лучом ОК.
Из полученной точки проводим прямую линию под углом 45 к вертикали до пересечения с горизонтальной осью а из этой точки восстанавливаем перпендикуляр к горизонтальной оси до пересечения с ранее проведенной горизонтальной линией.
Полученная точка принадлежит политропе сжатия.
Последующие точки политропы сжатия находим аналогичным построением но за начальную берем точку полученная перед этим.
Указанные построения повторяем до получения требуемого числа точек политропы сжатия.
Точки соединяем плавной кривой образующей политропу сжатия индикаторной диаграммы.
Построение политропы расширения производим аналогично построению политропы сжатия.
Из точки Z проводим горизонтальную линию до пересечения с вертикальной осью из точки их пересечения под углом 45 к вертикали проводим прямую линию до пересечения с лучом ОN а из этой точки проводим горизонтальную линию до пересечения с продолжением вертикальной линии полученной при нахождении аналогичной точки политропы сжатия.
В месте пересечения этих линий получаем точку принадлежащую политропе расширения.
Подобным образом строим следующие точки политропы расширения выбирая каждый раз за начальную точку последнюю полученную при предыдущем построении.
Затем все точки соединяем плавной кривой образующей политропу расширения.
После построения политроп сжатия и расширения производим скругление индикаторной диаграммы с учетом предварения открытия выпускного клапана опережения зажигания и скорости нарастания давления а также наносим линии впуска и выпуска.
Для этой цели под горизонтальной осью проводим на пути поршня S как на диаметре полуокружность радиусом S2.
Из центра полуокружности О' в сторону нижней мертвой точки (н.м.т.) откладываем отрезок О'О1 мм длиной
где r – радиус кривошипа мм;
отношение радиуса кривошипа к длине шатуна проектируемого двигателя =023 03 мм.
Из точки под углом (угол опережения открытия выпускного клапана) проводим луч .
Полученную точку соответствующую открытию выпускного клапана сносим на политропу расширения (точка b').
Луч проводят под углом соответствующем углу опережения зажигания ( = 20 30) а точку сносим на политропу сжатия получая точку d'. Положение точки с'' (действительное давление в конце такта сжатия) определяем как а положение точки z' (действительное максимальное давление цикла) определяется по .
Точка b'' располагается между точками b и а. Затем проводим плавную линию d'c''z' изменения кривых сжатия и сгорания в связи с углом опережения зажигания и линию – в связи с предварением открытия выпускного клапана.
Далее проводим линии впуска и выпуска соединяя их в точке r. В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму.
Индикаторная диаграмма бензинового двигателя полученная в результате построения приведена на первом листе графической части.
По результатам построения индикаторной диаграммы и с учетом характеристик прототипа строим круговую диаграмму фаз газораспределения проектируемого двигателя.
Впуск начинается в точке А с опережением
и заканчивается в точке В с опозданием
От В до С идет сжатие и расширение в С начинается выпуск с опережением
и заканчивается в D с запаздыванием
Таким образом продолжительность впуска равна
а продолжительность выпуска
Одновременное открытое состояние впускного и выпускного клапанов называется перекрытием клапанов и оно равно .
Фазы газораспределения двигателей с наддувом зависят от давления наддува.
При больших давлениях наддува применяют большее чем в двигателях без наддува перекрытие клапанов что обеспечивает продувку камеры сгорания и тем самым снижение температуры днища поршня и головки выпускного клапана.
Круговая диаграмма фаз газораспределения приведена на рисунке 1.1.
Рисунок 1.1. Диаграмма фаз газораспределения
РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Внешней скоростной характеристикой двигателя называется зависимость основных параметров двигателя (эффективная мощность эффективный крутящий момент часовой расход топлива удельный эффективный расход топлива коэффициент наполнения ) от частоты вращения коленчатого вала двигателя при полностью открытой дроссельной заслонке.
По внешней скоростной характеристике определяются максимальные мощностные параметры двигателя и минимальные удельные параметры. Также по внешней скоростной характеристике определяется коэффициент приспособляемости двигателя равный отношению максимального эффективного момента к моменту при максимальной мощности .
Скоростную характеристику реального двигателя строят по результатам стендовых испытаний. Для вновь проектируемого двигателя при построении внешней скоростной характеристики угловая скорость вращения коленчатого вала принимается от (02.. .12) с учетом того что — номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя.
Основные параметры двигателя в зависимости от угловой скорости вращения коленчатого вала определяются по эмпирическим формулам.
Текущее значение эффективной мощности кВт равно
где а в с – коэффициенты корректирования.
Для бензиновых двигателей
Текущее значение эффективного крутящего момента кНм равно
Текущее значение часового расхода топлива кгч равно
Текущее значение удельного эффективного расхода топлива
Полученные результаты расчета занесем в таблицу 2.1.
Таблица 2.1. Результаты расчёта основных параметров двигателя
Результаты построений внешних скоростных характеристик приведены в приложении В.
Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ а также определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя. Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс центробежные силы давление на поршень со стороны картера и силы тяжести.
Все действующие в двигателе силы воспринимаются полезным сопротивлением на коленчатом валу силами трения и опорами двигателя.
В течение каждого рабочего цикла силы действующие в кривошипно-шатунном механизме непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота ко-
Рисунок 3.1. Схема действия газовых и инерционных сил в КШМ
ленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений вала обычно через каждые 30°.
Силы давления газов действующие на площадь поршня для упрощения динамического расчета заменяют одной силой направленной по оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца. Ее определяют для каждого момента времени по действительной индикаторной диаграмме построенной на основании теплового расчета.
Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую по углу поворота коленчатого вала осуществляют по методу Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой строят вспомогательную полуокружность радиусом R = S2. Далее от центра полуокружности (точка О) в сторону НМТ откладывают поправку Брикса равную . Полуокружность делят лучами из центра О на несколько частей а из центра Брикса проводят линии параллельные этим лучам. Точки полученные на полуокружности соответствуют определенным углам . Развертку индикаторной диаграммы начинают от ВМТ в процессе хода пуска. При этом следует учесть что на свернутой индикаторной диаграмме давление отсчитывают от абсолютного нуля а на развернутой показывают избыточное давление над поршнем
Следовательно давления в цилиндре двигателя меньшие атмосферных на развернутой диаграмме будут отрицательными. Силы давления газов направленные к оси коленчатого вала считаются положительными а от коленчатого вала – отрицательными. Сила давления на поршень
где – сила давления газов кН;
– сила атмосферного давления кН
– сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс кН
Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс состоящей из массы сосредоточенной в точке А и имеющей возвратно-поступательное движение и массы сосредоточенной в точке В и имеющей вращательное движение.
где – масса поршневой группы;
– масса шатунной группы сосредоточенная на оси поршневого пальца
Силы инерции действующие в кривошипно-шатунном механизме в соответствии с характером движения приведенных масс подразделяют на силы инерции поступательно движущихся масс и центробежные силы инерции вращающихся масс .
Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс
Знак минус показывает что сила инерции направлена в сторону противоположную ускорению.
Центробежная сила инерции вращающихся масс
Центробежная сила инерции является результирующей двух сил: силы инерции вращающихся масс шатуна
и силы инерции вращающихся масс кривошипа
Суммарные силы действующие в кривошипно-шатунном механизме определяем алгебраическим сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательно движущихся масс
При проведении динамического расчета двигателя целесообразно пользоваться не полными а удельными силами отнесенными к единице площади поршня.
Суммарная сила Р как и силы направлена по оси цилиндра и приложена к оси поршневого пальца. Воздействие от силы Р передается на стенки цилиндра перпендикулярно его оси и на шатун по направлению его оси.
Сила N действующая перпендикулярно оси цилиндра называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра
Нормальная сила считается положительной если создаваемый ею момент относительно оси коленчатого вала направлен противоположно направлению вращения вала двигателя.
Сила S действующая вдоль шатуна воздействует на него и далее передается кривошипу.
Она считается положительной если сжимает шатун и отрицательной если его растягивает
От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы:
- сила направленная по радиусу кривошипа
- тангенциальная сила направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа
Сила К считается положительной если она сжимает щеки колена. Сила Т принимается положительной если направление создаваемого ею момента совпадает с направлением вращения коленчатого вала.
Силы действующие на шатунную шейку рядного двигателя определяют аналитическим способом или графическим построением.
Аналитически результирующая сила действующая на шатунную шейку рядного двигателя
где – сила действующая на шатунную шейку по кривошипу.
Результаты расчета сил и моментов действующих на элементы кривошипно – шатунного механизма приведены в приложении А.
Направление результирующей силы для различных положений коленчатого вала определяется углом заключенным между вектором и осью кривошипа.
Графическое построение силы в зависимости от угла поворота кривошипа осуществляется в виде полярной диаграммы с полюсом в точке.
Рисунок 3.2. Силы действующие на шатунную шейку
Диаграмму износа шатунной шейки строят по полярной диаграмме следующим образом. Проводят окружность изображенную в произвольном масштабе шатунную шейку и делят ее на 12 участков лучами.
Дальнейшее построение осуществляют в предположении что действие каждого вектора силы распространяется на 60° по окружности шейки в обе стороны от точки приложения силы. Таким образом для определения величины усилия (износа) действующего по каждому лучу необходимо:
а) определить по полярной диаграмме сектор на шатунной шейке в котором действующие силы создают нагрузку по направлению луча;
б) определить величину каждой силы действующей в секторе луча и подсчитать результирующую величину для луча;
в) отложить результирующую величину в выбранном масштабе на диаграмме износа по лучу от окружности к центру а концы отрезков соединить плавной кривой характеризующей износ шейки;
г) перенести на диаграмму износа ограничительные касательные к полярной диаграмме и и проведя от них лучи и под углом 60° определить граничные точки (А и В) кривой износа шатунной шейки между которыми располагается ось масляного отверстия.
При построении диаграммы износа используем данные приведенные в таблице 3.1.
Таблица 3.1. Результаты расчёта износа шатунной шейки
Двигатель 4-х цилиндровый рядный с верхним расположением распределительного вала установлен продольно в передней части автомобиля. Карбюраторный с рабочим объемом 2026 л.
В механизме ГРМ используем верхнее расположение клапанов и верхнее расположение распределительного вала. Применим схему с двумя клапанами на цилиндр. Клапаны изготавливаются из легированной стали головка клапана из жаропрочной высоколегированной стали.
ГРМ с регулируемыми фазами газораспределения что помогает существенно повысить экономичность двигателя. Регулирование производится механически.
Распределительный вал имеет пять коренных подшипников. Упорные шайбы регулирующие осевой зазор коленчатого вала установлены в центральный коренной подшипник.
Распределительный вал приводится цепной передачей и управляет клапанами посредством кулачков и коромысел поворачивающихся на шаровых пальцах.
Головка блока цилиндров имеет «поперечное» устройство: впускной коллектор установлен на левой ее стороне а выпускной - на правой.
Поршни – алюминиевые для повышения прочности содержания кремния в металле должно быть около 18%. Число колец – 3 два из которых компрессионные и одно маслосъемное для эффективного предотвращения явления прорыва газов в картер двигателя и пригорания масла. Первое компрессионное кольцо изготавливается из легированного чугуна с шаровидным графитом так как оно работает в условиях повышенного давления и температур. Второе из серого легированного чугуна с пластинчатым графитом. Маслосъёмные кольца должны иметь хорошую прирабатываемость к зеркалу цилиндра их изготавливают из серого легированного чугуна.
Шатуны – стальные кованые расположены под углом 180 градусов с разъемной нижней головкой в которой устанавливаются вкладыши шатунного подшипника. Шатун обрабатывают вместе с крышкой поэтому при сборке номера на шатуне и крышке должны быть одинаковы. В верхнюю головку шатуна запрессована сталебронзовая втулка. Шатунные болты запрессованы в нижнюю головку шатуна. Поэтому чтобы не нарушить посадку болтов в отверстиях головки нельзя выпрессовывать болты из головки шатуна при ремонтных работах.
Шатун изготавливается путём штамповки из хромоникелевых сталей. Коленчатый вал изготавливается из стали 42ХМФА. Крепление для увеличения компактности неполно опорное.
Коленчатый вал - пяти опорный отлит из чугуна. В заднем конце коленчатого вала выполнено гнездо под передний подшипник первичного вала коробки передач по наружному диаметру которого центрируется маховик . Маховик устанавливается на коленчатый вал так чтобы метка (конусообразная лунка около зубчатого обода маховика) и ось шатунной шейки первого цилиндра находились в одной плоскости и по одну сторону от оси коленчатого вала.
Вкладыши коренных и шатунных подшипников - тонкостенные сталеалюминевые. Все шатунные вкладыши одинаковые и взаимозаменяемые. Верхние вкладыши 1-го 2-го 4-го и 5-го коренных подшипников одинаковые с канавкой на внутренней поверхности а нижние - без канавки. Вкладыши 3-го коренного подшипника отличаются от остальных большей шириной и отсутствием канавки на внутренней поверхности.
Система питания двигателя с принудительным воспламенением предназначена для приготовления топливно-воздушной смеси требуемого состава и качества подачи ее к цилиндрам двигателя. Она состоит из топливного бака фильтра-отстойника топливного насоса карбюратора впускного и выпускного трубопроводов воздухоочистителя глушителя отработавших газов.
Система охлаждения предназначена для быстрого прогрева и поддержания рабочей температуры двигателя. Применим жидкостную систему охлаждения. Жидкостная система охлаждения состоит из радиатора вентилятора насоса расширительного бочка термостата водяной рубашки в блоке цилиндров и головке блока цилиндров.
Система пуска двигателя предназначена для быстрого запуска двигателя путем сообщения коленчатому валу скорости обеспечивающей нормальное протекание рабочего процесса. Она состоит из аккумуляторной батареи зажигания и стартера.
Смазка двигателя осуществляется посредством двух роторного шестеренчатого насоса который всасывает масло из поддона через сетчатый приемник и нагнетает его через фильтр в смазочные каналы где масло распределяется по коленчатому валу распределительному валу и вспомогательному валу. Шатунные подшипники снабжаются маслом через внутренние отверстия в коленчатом вале. Внутренние поверхности поршней смазываются из отверстий в нижних головках шатуна. На вал распределителя масло периодически подается из отверстия вспомогательного вала. Распределительный вал и коромысла снабжаются маслом через трубку-разбрызгиватель идущую от центрального подшипника распределительного вала.
Полузакрытая система вентиляции картера втягивает прорвавшиеся газы во впускной коллектор через регулирующий клапан.
Техническая характеристика разрабатываемого двигателя приведена в таблице 5.1.
Таблица 5.1. Техническая характеристика двигателя
Порядок работы цилиндров
Диаметр и ход поршня мм
Номинальная частота вращения обмин
Литровая мощность кВт
Удельный эффективный расход топлива гкВтч
Тип системы охлаждения
Спроектированный двигатель внутреннего сгорания отвечает современным требованиям и ограничениям предъявляемых к двигателям автомобилей данного класса.
В результате проведённой работы был разработан четырёхцилиндровый рядный бензиновый двигатель для легкового автомобиля массой 1670 кг с рабочим объёмом 20 литра и номинальной мощностью 81 кВт.
В ходе решения поставленных задач была основана методика расчета и выбора двигателя внутреннего сгорания получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень надёжность и долгий срок службы двигателя.
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении как курсовых проектов по специальным дисциплинам так и при выполнении дипломного проекта.
Требования к выполнению технологической и конструкторской документации в курсовом и дипломном проектировании: методические указания для студентов спец. 1-37 01 06 «Техническая эксплуатация автомобилей» Сост. И.С.Сазонов [и др.].- Могилев: Белорус.- Рос ун-т 2006.- 48 с.
Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов А.И. Колчин В.П. Демидов.- 3-е издание. перераб. и доп.- М. : Высш. шк. 2002.- 496 с.
Автомобильные двигатели Под ред. М.С. Ховаха.- М. : Машиностроение 1977.- 579с.
Артомонов М.Д. Основы теории и конструирования автомобильных двигателей М.Д. Артомонов М.М. Горин Г.А. Скворцов.- М. : Высш.шк. 1976.- 132 с.
Железко Б.И. Основы теории и динамика автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов Б.Е. Железко.- Минск: Высш. шк. 1980.-304 с.
Рожанский В.А. Тепловой и динамический расчет автотракторных двигателей В.А. Рожанский А.Н. Сарапин Б.Е. Железко.- Минск: Высш. шк. 1984.- 265 с.
Приложение А (обязательное)
Расчет карбюраторного четырехцилиндрового двигателя
Введите отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. lambda =
Введите радиус кривошпа.R мм. =
Введите угловую скорость коленчатого вала. Omega 1c =
Введите давление в конце впуска. Pa Mpa =
Введите давл. в конце сгорания. P z Mpa =
Введите давление в конце выпуска. Pr Mpa =
Введите степень сжатия. Epsilon =
Введите показатель политропы сжатия. N1 =
Введите показатель политропы расширения. N2 =
Введите степень предварительного расширения. Ro =
Введите давление окружающей среды. Po Mpa =
Введите площадь поршня. Fп кв.мм. =
Введите массы совершающие возвратно-поступательное движение.Mj Kg =
Введите число цилиндров.I =
Введитие среднее значение сумарного
индикаторного крутящего момента.( Mi)ср Н*м =
Введите массу шатуна.Мш kg =
Таблица удельных сил NST в (Мра)
Таблица удельных сил КRш.ш. в (Мра)
Значения суммарного крутящего момента

Двигатель.dwg

Максимальная мощность Nmax=81кВТ при n=5800 мин 2.Максимальный крутящий момент Mmax=181Н·м при n=3000 мин 3.Число цилиндров 4 4.Степень сжатия =10
5.Удельный эффективный расход топлива ge=267
гкВТ·ч 6.Часовой расход топлива GT=24
кгч 7.Индикаторный КПД i=0
23 8.Механический КПД M=0
9.Эффективный КПД е=0
6 10.Коэффициент избытка воздуха α=0
Карбюраторный двигатель (продольный разрез) (сборочный чертёж)
Внешняя скоростная характеристика бензинового двигателя

Шатун.dwg

Изм. N документа Дата
Фиксация шатунного болта в нижней головке шатуна от проворота
Затяжка болтов крепления крышки шатуна производится моментом 12 14 кгс*м

Графики.dwg

Результат теплового и динамического расчетов
Полярная диаграмма нагрузки на шатунную шейку
Диаграмма нагрузки на шатунную шейку
Индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя
Открытие выпускного клапана
Задержка воспламенения
График удельных сил Рj
График суммарного крутящего момента
График удельных сил S
График удельных сил К
Диаграмма износа шатунной шейки
Ось масляного отверстия