Рабочие процессы и экологическая безопасность автомобильных двигателей

МИНИСТЕРСТВО  ОБЩЕГО  И  ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО  ОБРАЗОВАНИЯ   РФ



СЕВЕРО   -   ЗАПАДНЫЙ      ЗАОЧНЫЙ       ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ      ИНСТИТУТ









КАФЕДРА   АВТОМОБИЛЬНОГО    ТРАНСПОРТА





































КУРСОВАЯ    РАБОТА



ПО ДИСЦИПЛИНЕ : РАБОЧИЕ           ПРОЦЕССЫ         И

ЭКОЛОГИЧЕСКАЯ БЕЗОПАСНОСТЬ

АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

























г. ЗАПОЛЯРНЫЙ

1998 г.





	ВведенИЕ								   	Стр.3   

2. ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ВЫБОР АНАЛОГА ДВИГАТЕЛЯ                  							   				Стр.4.

	ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ.                                                    	Стр.5

	ПРОЦЕСС ВПУСКА 							  	Стр.6

	ПРОЦЕСС   СЖАТИЯ							   	 Стр.6

	ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ							   	 Стр.6

	ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ 						   	 Стр.7

	ИНДИКАТОРНЫЕ  ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ.    Стр.7

	ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ . 				 Стр.8

	ПОСТРОЕНИЕ  ИНДИКАТОРНОЙ   ДИАГРАММЫ.			 Стр.9

	ДИНАМИЧЕСКИЙ   РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ.					 Стр.10

	КИНЕМАТИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА.		 Стр.10

	ПОСТРОЕНИЕ РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ.	 Стр. 12  

	РАСЧЕТ РАДИАЛЬНОЙ (N) , НОРМАЛЬНОЙ (Z) И ТАНГЕНЦИАЛЬНОЙ СИЛ ДЛЯ ОДНОГО ЦИЛИНДРА.								 Стр.13

	ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНЫХ НАБЕГАЮЩИХ ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И 

СУММАРНОГО НАБЕГАЮЩЕГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА.		 Стр.17

	ВЫВОДЫ.										 Стр.18

	СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.							 Стр.19









	ВВЕДЕНИЕ .

На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью,  долговечностью  и  применяются  во всех отраслях народного хозяйства.

В настоящее время особое внимание уделяется уменьшению токсичности выбрасываемых в атмосферу вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателей .

Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства , обусловили необходимость создания специализированных моторных заводов . Успешное применение двигателей внутреннего сгорания , разработка опытных конструкций и повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания .

Выполнение задач по производству и эксплуатации транспортных двигателей требует от специалистов глубоких знаний рабочего процесса двигателей , знания их конструкций и расчета двигателей внутреннего сгорания .

Рассмотрение отдельных процессов в двигателях и их расчет позволяют определить предполагаемые показатели цикла , мощность и экономичность , а также давление газов , действующих в надпоршневом пространстве цилиндра , в зависимости от угла поворота коленчатого вала . По данным расчета можно установить основные размеры двигателя (диметр цилиндра и ход поршня ) и проверить на прочность его основные детали . 



	ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ .

По заданным параметрам двигателя произвести тепловой расчет , по результатам расчета построить индикаторную диаграмму , определить основные параметры поршня и кривошипа . Разобрать динамику кривошипно-шатунного механизма определить радиальные , тангенциальные , нормальные и суммарные набегающие силы действующие на кривошипно-шатунный механизм . Построить график средних крутящих моментов . 

Прототипом двигателя по заданным параметрам может служить двигатель ЗИЛ-164 .



ТАБЛИЦА 1. Параметры двигателя .

Номинальная мощность КВт.

Число цилиндров

Расположение цилиндров .

Тип двигателя .

Частота вращения К.В.

Степень сжатия .

Коэффициент избытка воздух

90

6

Рядное .

Карбюратор.

5400

8,.2

0,95





	ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ .

При проведении теплового расчета необходимо правильно выбрать исходные данные и опытные коэффициенты , входящие в некоторые формулы . При этом нужно учитывать скоростной режим и другие показатели , характеризующие условия работы двигателя .



ТОПЛИВО :

Степень сжатия    = 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 :

                       кг.

                      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) . 

 , 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)



	ПРОЦЕСС ВПУСКА .



Температура подогрева свежего заряда Т с целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается ТN =10о С . 

Тогда :



Т = Ат  (110-0,0125n) = 0,23533(110-0,01255400)= 10о С .

Плотность заряда на впуске будет :  , 

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 :

 , 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 : (К).



	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)

	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) :

                               , 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 



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



	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 :

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 : 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. 



	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.

	Литраж двигателя : Vл = 30 Nе / (ре n) = 30*4*90/(0,907*5400) = 2,205 л.

	Рабочий объем цилиндра : Vh = Vл / i = 2,205 / 6 = 0,368 л.

	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.

	Окончательно приняв S = 75 мм. и D = 80мм. объем двигателя составит : Vл = D2Si / (4*106) = (3,14*6400*75*6)/(4000000)= 2,26 л.

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

	Эффективная мощность двигателя : Nе = ре Vл n / 30 = (0,907*2,26*5400)/(30*4) = 92,24 (КВт.).

	Эффективный крутящий момент : Ме = (3*104 / )(Ne /n) = (30000/3,14)*(92,24/5400) = 163,2 (нм)

	Часовой расход топлива : Gт = Ne ge 10-3 = 92,2426810-3 = 92,24*268*10^(-3)=24,72 .

	Удельная поршневая мощность : Nn = 4 Ne /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 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 : 

	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 : 

                                                                                                                 





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









Рис.1. Индикаторная диаграмма.







	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)





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

12,89

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

Vп

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

jп

14974

11872

4492

-2995

-7487

-8877

-8985

-8877

-7487

-2995

4492

11872



360

390

420

450

480

510

540

570

600

630

660

690

jп

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 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 :

      

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







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

-3,25

-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

Pj

-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 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 .



 





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 :  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

























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.. 

























16