Конструювання чотирьохтактного бензинового двигуна легкового автомобіля

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Пояснювальна записка

на тему:

Конструювання чотирьохтактного бензинового двигуна легкового автомобіля

Виконав:

Макарчук О.В.

Вступ

двигун автомобіль легковий

Двигунами прийнято називати машини, з допомогою яких будь-який вид енергії може бути перетворений в механічну роботу. В залежності від виду енергії, яка використовується в двигунах, їх поділяють на первинні і вторинні. Природні джерела енергії (паливо, сила води і вітру) перетворюються в механічну роботу первинними двигунами. Такі види енергії як електрична і енергія стиснутого повітря, отримані в результаті роботи первинних двигунів, перетворюються в механічну з допомогою вторинних електричних і пневматичних двигунів.

Із первинних двигунів саме широке застосування отримали теплові двигуни, початок яких поклала парова машина. Вперше така машина була побудована в 1765р. російським механіком І.І. Ползуновим. До кінця 19ст. парові машини являлись практично єдиними паровими машинами, які застосовувались в промисловості і на транспорті. Вони були громіздкими і малоекономічними, але працювали на будь-якому паливі. Ще на початку 20ст. парові машини використовувались навіть на автомобілях. На зміну паровим машинам прийшли більш досконалі двигуни — парові турбіни і двигуни внутрішнього згоряння.

Спроби створення поршневих двигунів внутрішнього згоряння здійснювались ще в кінці 18ст., але перший роботоздатний двигун був побудований французьким механіком Ленуаром в 1860р. двигун працював на світильному газі без стиску суміші в циліндрі.

Широке практичне застосування двигунів внутрішнього згоряння знайшли лише після того, як німецький механік Н. Отто в 1877р. здійснив попередній стиск суміші в циліндрі, завдяки чому ефективність таких двигунів різко підвищилась. В 1892р. Р. Дизель отримав патент на двигун внутрішнього згоряння нового типу, розрахований на використання рідкого палива (гасу). Винахідник запропонував нагрівати повітря в циліндрі шляхом стиску до температури, при якій розпилене вприскуване паливо могло б самозайматися і згоряти по мірі надходження в циліндр, причому по його замислу двигун повинен був працювати без охолодження стінок циліндра.

Двигун із самозайманням суміші за рахунок стиску, працюючий на нафті, вперше був побудований в 1899р. на заводі Е. Нобеля в Петербурзі. В 60-х роках нашого століття наполегливо шукалися шляхи використання в якості транспортного агрегату досить компактного роботоздатного роторно-поршневого двигуна внутрішнього згоряння, тобто двигуна з поршнем, що обертається. Так, в 1957р. німецькому інженеру Ф. Ванкелю разом із відомою фірмою «NSV» вдалося створити роботоздатний роторно-поршневий двигун.

Для подальшого підвищення ефективності двигунів внутрішнього згоряння в сучасній практиці широко застосовують комбіновані двигуни, в яких поршневий двигун і газова турбіна працюють на одному і тому ж робочому типі, так як в газовій турбіні продовжується розширювання газів, що виходять із поршневого двигуна, і енергія від них передається користувачу.

Перераховані теплові двигуни можуть бути розділені на двигуни внутрішнього згоряння і двигуни зовнішнього згоряння. Їх успішно застосовують в промислових, сільськогосподарських та інших силових установках, на водному, залізничному і автомобільному транспорті, в авіації, на різних сільськогосподарських, дорожніх і будівельних машинах. Можна сказати, що немає такої гілки народного господарства, де б не застосовувались двигуни внутрішнього згоряння. Всюди, де є потреба, наприклад, в легких, економічних і зручних для обслуговування автономних силових агрегатах відносно невеликої потужності, знаходять застосування поршневі двигуни внутрішнього згоряння. Особливо широко їх використовують для тракторів і автомобілів всіх класів.

1. Обґрунтування вибору вихідних даних для проекту

Згідно із завданням на курсовий проект необхідно запроектувати бензиновий двигун для легкового автомобіля зі слідуючими показниками:

— потужність двигуна;

— частота обертання колінвала при максимальній потужності;

— ступінь стиску;

— коефіцієнт надлишку повітря.

Кількість циліндрів- 4 в ряд

На підставі проведення аналізу світових тенденцій двигунобудування в якості прототипу приймаємо двигун ВАЗ-2101, показники якого являються найближчими до заданих.

2. Тепловий розрахунок двигуна

2.1 Визначення параметрів робочого тіла

Теоретично необхідна кількість повітря для повного згоряння масової або об'ємної одиниці пального:

Кількість горючої суміші, яка надходить в циліндри:

Кількість продуктів згоряння:

М2СО2СОН2ОН2N2=УМі

УМі=0,0542+0,089+0,44=0,583кмоль/кг

Перевірка:

М2=C/12+Н/2+0,792Lo=0,0713+0,072+0,439=0,583 кмоль/кг

2.2 Параметри дійсного циклу двигуна

Параметри навколишнього середовища і залишкових газів

Так, як двигун працює без наддуву, то приймемо Р0=0,1 МПа; t0=200C; T0=t0+273=293 K

Тиск залишкових газів:

Приймаємо: Рr=0,118 МПа

Температура залишкових газів: Т2 = 1060 К

Приймаємо: Т2 = 1060 К.

Параметри процесу впуску

Величина підігріву заряду:

Густина заряду на впуску:

,

де Rв=287 Дж/кгград

Втрати тиску на впуску:

Тиск в кінці впуску:

рао — ра=0. 1- 0. 015=0. 085МПа.

Коефіцієнт залишкових газів:

Температура заряду в кінці впуску:

Коефіцієнт наповнення циліндрів двигуна:

Параметри процесу стиску.

Величина показника політропи

Остаточно отримаємо: n1 = 1,35

Тиск в кінці процесу стиску:

Температура робочого тіла в кінці стиску:

Визначення теплоємності робочої суміші.

Середня молярна теплоємність робочої суміші:

де =20,6+0,2638tc =21,866- середня молярна теплоємність свіжого заряду.

Середня молярна теплоємність залишкових газів:

= 27,941+0,019tc — 5,487·10-6tc=28,088;

= 20,597+0,00267tc=20,62;

= 24,953+0,5359tc=24,996;

= 20,684+0,206tc+5,88·10-7t2c=20,686;

= 20,934+0,00464tc-0,84·10-6t2c=20,97;

= 20,398+0,0025tc=20,418;

= 22,63.

Параметри процесу згоряння.

Коефіцієнт молекулярної зміни горючої суміші:

Дійсний коефіцієнт зміни горючої суміші:

Кількість теплоти, що втрачена внаслідок неповного згоряння паливної суміші:

Теплота згоряння робочої суміші:

Середня молярна теплоємність продуктів згоряння:

Температура в кінці видимого згоряння:

Tz=tz=2533+273=2806 K.

Тиск в кінці видимого згоряння:

Дійсний максимальний тиск в циліндрах:

Параметри процесу розширення.

Температура та тиск в кінці процесу розширення:

, де n2=1,25.

2.3 Показники робочого циклу двигуна

Теоретичний середній індикаторний тиск:

Середній індикаторний тиск:

;

де цn = 0,94 … 0,97.

Індикаторний ККД:

Індикаторна питома витрата пального:

Ефективні показники двигуна.

Середній тиск механічних втрат:

де п. ср. =12 м/с — середня швидкість поршня.

Середній ефективний тиск:

Механічний ККД:

Ефективний ККД:

Ефективна витрата палива:

2.4 Визначення основних розмірів циліндра двигуна

Робочий об'єм двигуна:

де — тактність двигуна.

Робочий об'єм одного циліндра:

де і - кількість циліндрів.

Діаметр циліндра та хід поршня:

Значення S/D, уточнюємо основні показники двигуна:

Розходження між раніше прийнятою величиною і одержаною складає 1%, що менше 4%.

2.5 Побудова індикаторної діаграми

Вибір масштабів і визначення координат характерних точок.

Масштаб по осі тиску Мр вибираємо таким чином:

Мр = МПа в мм.

Ліворуч від точки, А по осі абсцис відкладаємо відрізок ОА по величині рівний висоті камери згоряння:

ОА = мм.

Після цього в точках О, А і В ставимо перпендикуляри до осі абсцис. Перпендикуляр в точці О є віссю тиску Р в циліндрі двигуна. Два інші перпендикуляри відповідають Верхній (ВМТ) і нижній (НМТ) мертвим точкам поршня відповідно.

Максимальна висота індикаторної діаграми:

Аz = мм.

При виконанні теплового розрахунку були отримані або прийняті значення тиску для характерних точок індикаторної діаграми Р0, Ра, Рс, Рz, Рв, Рr. Їх координати визначаються як:

Ар0 = мм;

Ас = мм;

Ва = мм;

Вв = мм;

Аr = мм.

Координати цих точок відкладаємо на перпендикулярах до осі абсцис, поставлених в точках, А і В індикаторної діаграми.

Побудова політроп стиску і розширення.

Побудова політроп стиску і розширення найбільш зручно проводити аналітичним методом.

Координати точок політропи стиску розраховуємо на основі рівняння:

Рх ст. = Ра ,

де Рх ст. і Vx — тиск і об'єм в шуканій точці процесу стиску.

Величина об'єму Va відповідає довжині абсциси ОВ. Значення:

Координати точок політропи розширення розраховуємо аналогічно:

Рх. р. = Рв ,

де Рх р. і Vx — тиск і об'єм в шуканій точці процесу розширення.

Тоді:

мм.

мм.

Задаючись послідовно значеннями ОХ і розв’язуючи рівняння відносно Рх для політроп розширення та стиску, отримаємо координати для їх побудови. Результати розрахунків заносимо в таблицю 1.

ОХ,

Політропи стиску

Політропи розширення

точок

мм

ОВ/ОХ

Рх ст. , МПа

, мм

ОВ/ОХ

Рх р. , МПа

, мм

1

13,49

5,13 640

0,80 949

16,18 971

4,70 644

2,98 081

59,61 620

2

19,69

3,51 905

0,48 085

9,61 701

3,33 358

1,93 690

38,73 803

3

25,89

2,67 632

0,32 981

6,59 626

2,58 078

1,40 655

28,13 107

4

32,09

2,15 924

0,24 539

4,90 774

2,10 534

1,9 049

21,80 975

5

38,29

1,80 961

0,19 239

3,84 788

1,77 782

0,88 273

17,65 464

6

44,49

1,55 743

0,15 647

3,12 934

1,53 849

0,73 678

14,73 554

7

50,69

1,36 694

0,13 073

2,61 466

1,35 595

0,62 918

12,58 352

8

56,89

1,21 796

0,11 152

2,23 046

1,21 213

0,54 690

10,93 792

9

63,09

1,9 827

0,9 671

1,93 428

1,9 589

0,48 215

9,64 293

10

69,29

1,0

0,8 500

1,70 000

1,0

0,43 000

8,60 000

На основі отриманих розрахункових точок будуємо політропи стиску і розширення (мал. 1, лист 1).

Заокруглення індикаторної діаграми.

Для врахування впливу фаз газорозподілу і кута випередження запалювання (впорскування) на характер зміни індикаторної діаграми задаємося фазами газорозподілу двигуна. Значення кутів фаз газорозподілу подані в таблиці 2.

Таблиця 2. Фази газорозподілу

п/п

Найменування фази

Кут повороту колін вала

Позначення точки на індикаторній діаграмі

Абсциса точки АХ, мм

1

Відкриття впускного клапана до ВМТ

120

r'

1,7

2

Закриття впускного клапана після НМТ

600

а''

23,2

3

Відкриття впускного клапана до НМТ

650

в'

26,5

4

Закриття впускного клапана після ВМТ

400

а'

2,9

5

Кут випередження запалювання (впорскування) до ВМТ

350

с'

8,7

Абсциса кожної із прийнятих точок визначається за формулою:

Ах =

де — відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна.

Приймаємо = 0,28.

При подачі іскри в точці с' (до моменту приходу поршня в ВМТ) в циліндрі двигуна тиск буде більший ніж Р.

Рс'' = (1,15… 1,25) Рс = 1,2 1,62 = 1,944 МПа.

Ордината точки с'' визначається як:

Ас'' = Рс''р = 1,944/0,05 = 38,88 мм.

Ордината точки в'':

Вв'' =

Дійсний максимальний тиск згоряння буде менший розрахункового:

Рz = 0,85 Рz = 0,85 6,2 = 5,27 МПа.

Тоді:

Аz = Рzр = 5,27/0,05 = 105,4 мм.

З'єднавши плавними кривими точки r a' a a'' c' c'' z в' і далі з лінією випуску отримаємо округлену дійсну індикаторну діаграму.

Після заокруглення діаграми визначаємо її площу і величину середнього індикаторного стиску Рі.

F = 1217 мм2;

Рі =

Різниця між значенням Рі, отриманим розрахунковим шляхом і визначеним по індикаторній діаграмі складає 1%< 10%.

2.6 Тепловий баланс

Загальна кількість теплоти, введеної в двигун з паливом:

Q0 =

де Ни — нижча теплота згоряння палива, кДж/кг;

Gn — годинна витрата палива, кг/год.

Теплота, еквівалентна ефективній роботі за 1 с:

Qе = 1000 Ne = 100 046,8 = 46,8 103 Дж/с.

Теплота, яка передається охолоджуючому середовищу:

Qв=сіД1+2mnm

де с — коефіцієнт пропорційності, який знаходиться в межах 0,45… 0,53.

Приймаємо с = 0,49.

і - число циліндрів;

Д — діаметр циліндра, см;

m — показник степеня. m = 0,6… 0,7. Приймаємо m = 0,65

n — частота обертання колінчастого вала двигуна, хв. -1;

Теплота, яка виноситься з відпрацьованими газами:

де

Невраховані втрати теплоти:

Qн = Q0 — (Qe+Qв+Qг) = 141 633,3-(46 800 + 50 088 + 101 718) = 5697,33 Дж/с.

Результати розрахунку теплового балансу в Дж/с і в процентах заносимо в таблицю 3.

Таблиця 3.

Складові теплового балансу

Дж/с

%

Теплота, еквівалентна ефективній роботі

46 800

33,04

Теплота, яка передається охолоджуючому середовищу

50 088

35,36

Теплота, винесена з відпрацьованими газами

101 718

71,81

Невраховані втрати теплоти

5697,33

4

Загальна кількість теплоти, введеної в двигун з паливом

141 633

100

Для того щоб досягти таких величин, та добитись високої якості процесу сумішоутворення використовуємо систему подачі палива із впорскуванням під низьким тиском (до 0,5 МПа) в зону впускного клапана. Це дає наступні переваги у порівнянні з карбюраторами:

підвищення економічності двигуна, за рахунок зменшення шляху

— суміші до циліндра;

— покращене сумішоутворення;

— зниження токсичності відпрацьованих газів.

3. Кінематичний розрахунок кривошипно-шатунного механізму

Визначаємо довжину шатуна:

Lш =

де R — радіус кривошипа (R = S/2 = 62/2 = 31 мм);

— відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна.

Тоді будуємо кінематичну схему кривошипно-шатунного механізму, щоб встановити, що прийняті раніше значення і Lш забезпечують рух шатуна без чіпляння за нижню кромку циліндра (мал. 1). На вертикальній осі циліндра наносимо центр колінчастого вала О, з якого радіусом R=S/2 проводимо коло обертання центра шатунної шийки. Далі, користуючись конструктивними розмірами елементів колінчастого вала з точки В (центр кривошипа, який знаходиться в н.м.т.) радіусом rшш проводимо коло шатунної шийки, з центра О радіусом r1 — коло обертання крайньої точки шийки або противача.

Приймаємо

dшш /Д = 0,65.

Звідси:

dшш = 0,65 Д = 0,65 77 = 50,05 мм.

rшш = dшш /2 = 50,05/2 = 25,025 мм.

тоді:

r1 = R + (1,3 … 1,5) rшш = 31 +(1,4 25,025) = 66,035 мм.

Відступаючи на 7 мм вниз від точки С, проводимо лінію А-А перпендикулярно осі циліндра. Ця лінія визначає мінімально допустиме приближення нижньої кромки поршня до осі колінчастого вала. Користуючись конструктивними відношеннями розмірів поршня, від лінії А-А вверх наносимо контур поршня, в тому числі і центр поршневого пальця (точка А''):

висота поршня:

Н = (0,8 … 1,3) Д = 0,96 77 = 73,92 мм.

відстань від днища поршня до осі поршневого пальця:

= (0,45 … 0,75) Д = 0,45 77 = 34,65 мм.

Нижня кромка циліндра може знаходитися на 10 … 15 мм (приймаємо 13 мм) вище нижньої кромки поршня при його знаходженні в н.м.т. (лінія Е-Е).

Розрахунок кінематики кривошипно-шатунного механізму зводиться до визначення шляху, швидкості та прискорення поршня в вигляді функціональної залежності від кута повороту колінчастого вала. Розрахунок цих величин проводиться аналітичним методом через кожні 30 кута повороту колінчастого вала.

Переміщення поршня для двигуна з центральним кривошипно-шатунним механізмом:

S x = R

Значення множника, взятого в квадратні дужки, в залежності від і беремо з таблиці 4, додаток 1 / [1] /.

Кутова швидкість обертання колінчастого вала:

Швидкість поршня для двигуна з центральним кривошипно-шатунним механізмом, м/с

Значення множника, взятого в дужки, в залежності від і беремо з таблиці 5, додаток 1 / [1] /. Прискорення поршня для двигуна з центральним кривошипно-шатунним механізмом:

Таблиця 4.

0

0

0

0

0

1,280

15 649

30

0,169

0,005

0,621

12,094

1,006

12 300

60

0,605

0,019

0,987

19,220

0,360

4401

90

1,140

0,035

1,000

19,468

-0,280

-3423

120

1,605

0,050

0,745

14,499

-0,640

-7825

150

1,901

0,059

0,379

7,374

-0,726

-8876

180

2,000

0,062

0,000

0,000

-0,720

-8803

210

1,901

0,059

-0,379

-7,374

-0,726

-8876

240

1,605

0,050

-0,745

-14,499

-0,640

-7825

270

1,140

0,035

-1,000

-19,468

-0,280

-3423

300

0,605

0,019

-0,987

-19,220

0,360

4401

330

0,169

0,005

-0,621

-12,094

1,006

12 300

360

0

0,000

0

0

1,280

15 649

j =

Значення множника, взятого в дужки, в залежності від і беремо з таблиці 6, додаток 1 / [1] /.

Розраховані значення S x, і j заносимо в таблицю 4, за даними якої, у відповідних масштабах будуємо графіки переміщення, швидкості та прискорення поршня (мал. 2, лист 1).

4. Динамічний розрахунок кривошипно-шатунного механізму

4.1 Визначення сил тиску газів на поршень

Індикаторну діаграму (мал. 1. лист 1), отриману в тепловому розрахунку, розгортаємо по куту повороту кривошипа. Для цього під індикаторною діаграмою будуємо допоміжне півколо радіусом R = S/2. Далі, від центра півкола (точка О) в сторону н.м.т. відкладаємо поправку Брикса, яка дорівнює: R/2. Півколо ділимо променями з центра О на шість частин, а з центра Брикcа (т. О') проводимо лінії паралельні цим променям. Точки, які отримали на півколі, відповідають відповідним кутам повороту колінчастого вала. З цих точок проводимо вертикальні лінії до перетину з лініями індикаторної діаграми і отримані величини тисків зносимо на вертикалі відповідних кутів, попередньо наміченої сітки розгорнутої індикаторної діаграми. Розгортку починаємо від н.м.т. в процесі ходу впуску. На розгорнутій діаграмі показуємо надлишковий тиск над поршнем Рr = Pr — P0, МПа, тому вісь абсцис розгорнутої діаграми є продовженням лінії P0 згорнутій індикаторній діаграмі.

Масштаб сил індикаторної діаграми:

МF = MP Fn = 0,05 3018 10-6 = 0,1 509 Мн в мм = 150,9 Н в мм

де MP — масштаб тиску, МПа в мм;

Fn — площа поршня, м2.

По розгорнутій діаграмі через кожні 30 кута повороту кривошипа визначаємо значення Pr і заносимо в зведену таблицю динамічного розрахунку (таблиця 5).

4.2 Приведення мас частин кривошипно-шатунного механізму

Маса поршневої групи:

mn = m'n Fn = 100 0,3 018 = 0,3018 кг,

де m'n — конструктивна маса поршневої групи, яку беремо з таблиці 7, додаток 1 / [1] /:

m'n = 100 кг/м2.

Fn — площа поршня, м2

Маса шатуна:

mm = m'm Fn = 150 0,3 018 = 0,4527 кг

Маса неврівноважених частин одного коліна вала без противаг:

mк = mк' Fn = 140 0,3 018 = 0,4225 кг

Маса шатуна, зосереджена на осі поршневого пальця:

mш. п. = 0,275 mm = 0,275 0,4527 = 0,124 кг

Маса шатуна, зосереджена на осі кривошипа:

mш. к. = 0,725 mш = 0,725 0,4527 = 0,3282 кг

Маси, які здійснюють зворотно поступальний рух:

mj = mn + mш. п. = 0,3018 +0,124 = 0,4258 кг

Маси, які здійснюють обертовий рух:

mR = mк + mш. к. = 0,4225 + 0,3282 = 0,7507 кг.

4.3 Визначення сил інерції

З таблиці 4 переносимо в таблицю 5 значення прискорення поршня j.

Сили інерції мас, які здійснюють зворотно-поступальний рух:

Pj = -jmj /F=-0,4258j/0,3 018=141 Па

Значення Pj заносимо у відповідну графу таблиці 5.

Відцентрова сила інерції обертових мас:

KR = -mR R = -0,7507 0,031 628 = -9178 Н

Відцентрова сила інерції обертових мас шатуна:

KR ш = -mш. к. R = -0,3282 0,031 628 = -4013 Н

Відцентрова сила інерції обертових мас кривошипа:

K = -m.к. R = -0,4225 0,031 628 = -5165 Н

4.4 Визначення сумарних сил

Сумарна сила, сконцентрована на осі поршневого пальця:

Р = Рr + Pj, Н;

Нормальна сила:

Pn= Ptg, Н;

Значення tg беремо з таблиці 8, додаток 1 / [1] / для відповідного значення.

Сила, яка діє вздовж шатуна:

Pa = P, Н;

Значення беремо з таблиці 9, додаток 1 / [1] /.

Сила, яка діє по радіусу кривошипа:

Px = Р, Н;

Значення беремо з таблиці 10, додаток 1 / [1] /.

Тангенційна сила:

Pт = Р, Н;

Значення беремо з таблиці 11, додаток 1 / [1] /.

Значення сил Р, N, S, K, T заносимо в таблицю 5 і будуємо криві цих сил (мал. 3, лист 1).

Середнє значення тангенційної сили за цикл за даними теплового розрахунку:

Тср. =

де Рі — середній індикаторний тиск, МПа;

Fn — площа поршня, м2;

— тактність двигуна.

По площі, яка знаходиться між кривою Т і віссю абсцис:

Т'ср. =

де F1 і F2 — відповідно позитивні і негативні площі, які знаходяться під кривою

Т: F1 = 1529 мм2; F2 = 1070 мм2.

ОВ — довжина основи діаграми, мм;

МF — масштаб сил, Н в мм.

Різниця між значенням Тср. отриманим розрахунковим шляхом і по площі, яка знаходиться між кривою Т і віссю абсцис складає 0,19%< 2%.

4.5 Крутні моменти

Крутний момент одного циліндра:

Мкр.ц. = Т R Нм,

де R — радіус кривошипа, м.

Значення Мкр.ц. заносимо в відповідну графу таблиці 5.

Період зміни крутного момента чотирьохтактного двигуна:

де і - число циліндрів двигуна.

Сумування значень крутних моментів всіх циліндрів виконуємо табличним способом (таблиця 6) і за отримани ми даними будуємо криву Мкр. в масштабі:

Мм= МF R.

Мм = 150,9 0,031 = 4,6779 Нм/мм

(мал. 4, лист 1).

Циліндри

Мкр.ц.

1

2

3

4

5

6

Н?м

Мкр.ц. , Нм

Мкр.ц. , Нм

Мкр.ц. , Нм

Мкр.ц. , Нм

Мкр.ц. , Нм

Мкр.ц. , Нм

0

0

0

120

219,520 387

240

-221,19 341

360

0

480

249,7 319 869

600

-222,72 759

25,33 137 114

30

30

-279,930 364

150

132,74 211

270

-129,630 411

390

-106,392 792

510

144,3 635 217

630

-127,8 563

-366,601 467

60

60

-164,56 815

180

0

300

144,4 949 598

420

-48,3 436 256

540

0

660

159,777 659

91,8 721 784

90

90

122,7 632 536

210

-132,254 572

330

242,535 493

450

184,2 215 038

570

-133,70 807

690

277,241 844

560,799 452

120

120

219,5 203 872

240

-221,19 341

360

0

480

249,7 319 869

600

-222,727 593

720

0

25,33 137 114

Середній крутний момент двигуна, за даними теплового розрахунку:

Мкр. ср. = Мі = Ме

де Ме =

Середній крутний момент двигуна по площі, яка знаходиться під кривою Мкр. :

Мкр. ср. =

Помилка:

4.6 Сили, які діють на шатунні шийки колінвала

Сумарна сила, яка діє на шатунну шийку по радіусу кривошипа:

Рк = К + К, Н.

Розраховані значення сили Рк заносимо в відповідну графу таблиці 5.

Результуюча сила, яка діє на шатунну шийку Rшш підраховуємо графічним додаванням векторів сил Т і Рк при побудові полярної діаграми (мал. 5, лист 1).

4.7 По полярній діаграмі будуємо діаграму спрацювання шатунної шийки

Проводимо коло, яке зображає шатунну шийку. Це коло ділимо на 12 частин променями мал. 6, лист 1.

Подальшу побудову проводимо слідуючим чином:

— переносимо промінь з діаграми спрацювання паралельно самому собі на полярну діаграму;

— по полярній діаграмі визначаємо сектор на шатунній шийці (по 600 в кожну сторону від променя), в якому діючі сили викликають зусилля (спрацювання) по напрямку променя;

— визначаємо величину кожної сили Rшші, яка діє в секторі променя і підраховуємо результуючу величину Rшші в вибраному масштабі від кола до центра.

Далі проводимо всі ці дії для кожного променя, а потім кінці відрізків з'єднуємо плавною лінією.

З діаграми спрацювання шатунної шийки визначаємо місце, де де спрацювання буде найменшим, саме там буде масляний отвір.

5. Аналіз врівноваженості двигуна

Чотирьохциліндрові рядні двигуни набули широкого вжитку на легкових автомобілях. Всі вони мають плоский колінвал з дзеркально-симетричним розташуванням привальників відносно його середини. Така схема колінвала забезпечує достатню зрівноваженість і рівномірне чергування спалахів у циліндрах. Порядок роботи циліндрів можна організувати за двома рівнозначними схемами: (1−2-4−3) та (1−3-4−2). Кутові інтервали між спалахами однакові і дорівнюють 180°. Колінчастий вал двигуна має кривошипи розміщені під кутом 180.

Сили інерції першого порядку і їх моменти при вказаному роз положенні кривошипів взаємно зрівноважуються:

і

Сили інерції другого порядку для всіх циліндрів рівні і направлені в одну сторону. Їх рівнодійна:

Деякі двигуни мають колінчасті вали з противагами для зменшення відцентрових сил, діючих на корінні підшипники.

Схема сил інерції, діючих в чотирьохциліндровому рядному двигуні

6. Розрахунок деталей кривошипно-шатунного механізму на міцність

6.1 Розміри основних деталей кривошипно-шатунного механізму і циліндро-поршневої групи

— Товщина днища поршня:

= (0,05 … 0,1) D = 0,1 77= 7,7 мм.

— Товщина стінки головки поршня:

Sn = (0,05 … 0,1) = 0,07 77 = 5,39 мм.

— Радіальна товщина кільця:

компресійного t = (0,04 … 0,045) D = 0,042 77= 3,234 мм.

масло знімного t = (0,038 … 0,043) D = 0,04 77= 3,08 мм.

— Радіальний зазор кільця в канавці поршня:

компресійного t = (0,7 … 0,95) = 0,8 мм.

масло знімного t = (0,9 … 1,1) = 1 мм.

— Внутрішній радіус днища поршня:

ri =

— Число масляних отворів у поршні:

nM = 6 … 12 = 8.

— Діаметр масляного каналу:

dM = (1 … 2) = 1 мм

— Висота юбки поршня:

hю = (0,6 … 0,8) D = 0,65 77 = 50,05 мм.

— Зовнішній діаметр поршневого пальця:

dn =(0,22 … 0,28) D = 0,26 77 = 20,02 мм.

— Внутрішній діаметр пальця:

dв = (0,65 … 0,75) dn = 0,6 20,02 =12,012 мм.

— Довжина пальця:

П = (0,78 … 0,88) D = 0,85 77 = 65,45 мм.

— Відстань між торцями бобишок:

В = (0,3 … 0,5) D = 0,4 77 = 30,8 мм.

— Різниця між зазорами кільця у вільному і робочому стані:

S0 = (2,5 … 4) t = 3,2 3,234 = 10,3488 мм.

— Товщина стінки циліндра:

ц = (4 … 10) мм = 6 мм.

— Довжина втулка шатуна:

ш = (0,28 … 0,32) D = 0,3 77 = 23,1 мм.

— Зовнішній діаметр верхньої головки шатуна:

dр.н. = (1,25 … 1,65) dn = 1,6 20,02 = 32,032 мм

— Внутрішній діаметр верхньої головки шатуна:

dр.в. = (1,1 … 1,25) dn = 1,12 20,02 = 22,4224 мм

— Довжина головки шатуна:

n = (0,33 … 0,45) D = 0,33 77 = 25,41 мм.

— Розміри перерізу шатуна:

hш min = (0,5 … 0,55) dр.н. = 0,53 32,032 = 16,98 мм.

hш = (1,2 … 1,4) hш min = 1,3 16,98 = 22,07 мм.

ВШ = (0,5 … 0,6) ш = 0,55 23,1 = 12,7 мм

аш = (2,5 … 4) мм = 3 мм.

— Ширина кришки:

к = (0,45 … 0,95) dшш = 0,52 50,05 = 26,026 мм.

— Товщина кришки:

hк 0,5к = 0,5 26,026 = 13,013 мм

— Діаметр шатунної шийки:

dшш = (0,56 … 0,75) D = 0,65 77 = 50,05 мм.

— Ширина шатунної шийки:

шш = к = 26,026 мм.

— Товщина вкладиша:

hв = (0,03 … 0,05) dшш = 0,04 50,05 = 2,002 мм.

— Ширина вкладиша:

в = к — (3 … 4) = 26,026−3 = 23,026 мм.

— Відстань між шатунними болтами:

б = (1,3 … 1,75) dшш = 1,4 50,05 = 70,07 мм.

— Діаметр корінної шийки:

зовнішній dз. кш. = (0,6 … 0,8) D = 0,622 77 = 47,894 мм

внутрішній dвн. кш. = (0,2 … 0,3) dкш. = 0,25 47,894 = 11,97 мм.

6.2 Розрахунок циліндра

Напруження розтягу в стінці циліндра:

де Рz max — максимальний розрахунковий тиск газів в циліндрі;

D — діаметр циліндра, м;

— товщина стінки циліндра, м.

=40 … 60 МН/м2.

Шпильки кріплення головки блока розраховують на розрив в небезпечному перерізі під дією сили, виникаючої при затяжці гайок.

Сила попередньої затяжки шпильки:

Рз = (1,25 … 1,5)Рz max Fr = 1,35 5,27 0,36 216 = 0,25 766 МН,

де Рz max — максимальний тиск згоряння, МН/м2

Fr — площа, обмежена краєм прокладки навколо камери згоряння:

Fr = (1,1 … 1,3) Fn = 1,2 0,3 018 = 0,36 216 м2.

Сумарна розрахункова сила, яка діє на шпильки:

РР = РЗ + Рz max Fr = 0,25 766 + 5,27 0,36 216 = 0,045 МН.

Сумарна сила, яка діє на одну шпильку:

Рр' =

де Z — число шпильок, що приходяться на один циліндр.

Напруження розтягу в шпильці:

де F0 — площа мінімального поперечного перерізу стержня шпильки, взята по внутрішньому діаметру різьби.

d = 12 мм dB = 12,012 мм

F0 =

— для легованих сталей.

6.3 Розрахунок поршня

Напруження згину в днищі поршня:

де ri — внутрішній радіус днища поршня, м;

— мінімальна товщина днища поршня, м;

для поршнів, в яких днище підсилене ребрами жорсткості.

Напруження стиску в кільцевому січенні, ослабленому отворами для відведення масла:

де = Fn = 5,27 0,3 018 = 0,0159 МН; - максимальна сила тиску газів на днище поршня.

— площа розрахункового січення по канавці поршня з врахуванням отворів для відведення масла.

=

де dk = D-2 (t + t) = 77 — 2 (3,234 + 0,8) = 68,932 мм — діаметр канавки;

di — внутрішній діаметр поршня;

n'M = 8 — кількість масляних отворів.

F' = - площа масляного отвору.

Максимальний тиск на поверхні тертя юбки:

q =

де hю — висота юбки поршня, м;

q = 0,72 МН/м2 [q] = 0,33 … 0,96 МН/м2.

Рис. 3 Поршень

6.4 Розрахунок поршневого пальця

Тиск на втулку верхньої головки шатуна:

q1 =

де = Fn + K Pj max = 5,27 0,3 018 — 0,8 0,4 723 = 0,0122МН;

Рjmax=-mn— максимальний тиск від сил інерції зворотно-поступально рухаючихся мас;

К = 0,8 — коефіцієнт, який враховує масу поршневого пальця і верхньої головки шатуна;

dn — зовнішній діаметр пальця;

— довжина верхньої головки шатуна, м.

q1 = 24,02 МН/м2 [q1] = 20 … 60 МН/м2.

Тиск на бобишки поршня:

qе =

де — загальна довжина пальця, м;

В — відстань між торцями бобишок, м.

q2 = 17,7МН/м2 [q2] = 15 … 50 МН/м2.

Напруження згину в пальці:

де = - відношення внутрішнього діаметра пальця до зовнішнього діаметра.

Напруження в пальці на зріз:

Максимальна овалізація пальця:

де Е = 2 105 МН/м2 — модуль пружності матеріалу пальця.

0,0074 мм [] = 0,02 … 0,05 мм.

6.5 Розрахунок поршневих кілець і компресійного кільця

Середній тиск кільця на стінки циліндра:

Рср =

де Е — модуль пружності матеріалу кільця: для легованого чавуну — Е = 1,2105 МН/м2;

S0 — різниця між зазорами кільця у вільному і робочому стані;

t — радіальна товщина кільця, м;

= 0 — для кільця рівномірного тиску;

D — діаметр циліндра, м.

Напруження згину в кільці в робочому стані:

Напруження згину в кільці при надіванні його на поршень:

де m = 1,57 — коефіцієнт, який залежить від способу надівання кільця.

6.6 Розрахунок шатуна

Напруження на розрив в верхній головці шатуна:

де Рnmax — сила інерції поршневого комплекту, діюча на верхню головку шатуна;

Рnmax = mn' R2 (1 + ш) Fn 10-6 = 100 0,031 628 (1 + 0,28) 0,3 018 10-6 = -0,0047 МН.

mn' - приведена маса поршневого комплекту, кг/м2;

R — радіус кривошипа, м;

— кутова швидкість колін вала двигуна хв. -1;

Fn — площа поршня, м2;

d — зовнішній діаметр верхньої головки шатуна, м;

d — внутрішній діаметр верхньої головки шатуна, м;

— довжина верхньої головки шатуна, м.

Розрахунок стержня шатуна.

Запас міцності стержня шатуна визначаємо по січенню в середині шатуна (мал. 3) на розтяг від сили Рр = -Рjmax і на стиск від сили Рст = Рzmax.

Значення Рjmax і Рzmax беремо з графіків динамічного розрахунку двигуна:

Рст = Рzmax = 0,0122 МН; Рр = -0,008 МН.

Напруження стиску без врахування поздовжнього згину звужуючогося стержня шатуна:

де f — площа поперечного січення стержня шатуна (мал. 3):

f = hш вш — (вш — аш) (hш — 2tш) = 22,07 12,7 — (12,7 — 3) (22,07 — 2 3) = 124,41 10-6 м2.

Напруження розтягу:

Середнє напруження за цикл:

Амплітуда циклу:

Запас міцності стержня:

nс.ш. =

де — границя втомлюваності матеріалу при симетричному циклі на розтяг;

= 240 МН/м2.

= 0,9 — коефіцієнт, враховуючий вплив частоти обробки;

= 0,2 — коефіцієнт, що залежить від характеристики матеріалу.

Розрахункова сила інерції поступально рухаючихся і обертаючихся мас, що лежать вище площини розйому кришки нижньої головки шатуна:

Рjmax = -[(0,3018 + 0,4258) 0,031 6282 (1 + 0,28) + (0,7507 — 0,0905) 0,031 6282] 10-6 = 0,1 946 МН.

де mn — маса поршневого комплекту, кг;

mn ш — маса шатунної групи, яка здійснює зворотно-поступальний рух, кг;

R — радіус кривошипа, м;

mк. ш.  — маса шатунної групи, яка здійснює обертовий рух, кг;

mк. р.  — маса кришки кривошипної головки, кг:

mк. р. = (0,20 … 0,28) mш = 0,2 0,4527 = 0,0905 кг.

Напруження згину:

де б — відстань між шатунними болтами, м;

— момент опору розрахункового січення кришки без ребер жорсткості;

r1 = 0,5 (dшш + 2tb) = 0,5(0,5 005 + 2 2) = 27 мм = 0,02 м — внутрішній діаметр кривошипної головки;

— відповідно ширина і товщина кришки, м;

І = - момент інерції січення кришки;

Ів = - момент інерції січення вкладиша;

— відповідно ширина і товщина вкладиша, м;

Fk, FB — площі поперечного перерізу відповідно кришки і вкладиша, м2.

Fk + FB = к 0,5 (б — dшш) = 0,26 026 0,5 (0,7 007 — 0,5 005) = 0,26 м2

Сила, яка розтягує шатунні болти:

Рб = Рп.з. +

де Рп.з. = (2 … 3) Рjmax = 2 0,1 946 = 0,0389 МН — сила попередньої затяжки болтів;

= 0,23 — коефіцієнт основного навантаження різьбового з'єднання;

іб — кількість болтів в одному шатуні.

Напруження в болті:

де fmin = Пdб2/n = 3,14 0,00962/n = 4,67 10-5 м2 — мінімальна площа січення болта;

dб — мінімальний діаметр болта в розрахунковому січенні, м.

Середнє напруження за цикл:

Амплітуда напружень:

Запас міцності:

n=

де Кб = 3,8 — коефіцієнт концентрації напружень в різьбі.

Рис. 4 Шатун

7. Розрахунок маховика

При розрахунку маховика приймаємо, що маса зосереджена в ободі, а поперечне січення обода має прямокутну форму.

Необхідний момент інерції двигуна з маховиком розраховуємо по формулі:

де n — кутова швидкість колін вала двигуна на номінальному режимі, с-1;

mТ — масштаб тиску сили, МН/м2 в мм;

m — масштаб кутового переміщення:

m = - із діаграми сумарного крутного момента;

Fнадл — площа, виражаюча найбільшу надлишкову додатню роботу дотичної сили, діючої на кривошип, мм2;

R — радіус кривошипа, м.

Момент інерції маховика:

Ім = (0,8 … 0,9) І = 0,193 0,9 = 0,1733 Нм с2.

Маса маховика:

mM =

де Dср = (3 … 4) S = 3,5 0,062 = 0,217 м — середній діаметр обода маховика;

S — хід поршня, м.

Товщину обода приймаємо h = 0,11 м, а ширину визначаємо з формули:

В =

де = 7800 кг/м3 — густина матеріалу маховика (сталь).

Колова швидкість на зовнішньому діаметрі обода маховика:

VM =

VM = 51 м/с

8. Розрахунок механізму газорозподілення

8.1 Діаметри горловин впускного та випускного клапанів

де середня швидкість поршня м/с;

Fn — площа поршня, м2;

і - кількість впускних або випускних клапанів в циліндрі;

— середня швидкість газу в горловині впускного або випускного клапана:

впускного = 40 … 80 = 80 м/с

випускного = 70 … 100 = 100 м/с.

8.2 Максимальна висота підйому клапана

hкл max =

— впускного hкл max =

— випускного hкл max =

де dr — діаметр горловини, м;

— кут фаски клапана: =450.

8.3 Кути дії кулачків

де в. вп. , зап. вп. , в. вип. , зап. вип.  — кути випередження відкриття і запізнення закриття впускного та випускного клапанів в градусах повороту колінвала.

8.4 Параметри профілю кулачка

Радіуси початкового кола кулачка:

r0 вп = (1,5 … 2,0) hшт max = 1,75 0,792 = 0,1 386 м;

r0 вип = (1,5 … 2,0) hшт max = 1,75 0,0071 = 0,1 243 м.

де hшт max — максимальний підйом штовхача; hшт max = hкл max.

Радіуси двох дуг профілю кулачка:

з технологічних міркувань rГ = 4 мм:

де авп = (r0 + hшт max — r2) = 13,86 + 7,92 — 4 = 17,78 мм;

авип = (r0 + hшт max — r2) = 12,43 + 7,1 — 4 = 15,55 мм.

Для забезпечення зазору в клапанному механізмі тилову частину кулачка виконують радіусом rк:

rк = r0 — S

rк вн = 13,86 — 0,3 = 13,56 мм;

rк вип. = 12,43 — 0,4 = 12,03 мм.

де S — температурний зазор. Для впускного клапана S = 0,3 мм, а для випускного клапана S = 0,4 мм.

Рис. 5 Кулачок

8.5 Визначення розмірів та запасу міцності клапанної пружини

Для розрахунку беремо пружину впускного клапана, як більш навантажену, оскільки діаметр впускного клапана, і внаслідок цього його маса, більші.

Максимальна та мінімальна сили, що діють на пружину на ділянці з негативним прискоренням.

де mклmax = приведена маса клапанного механізму

mклmеx = m'клмех Fr вн = 200 0,615 = 0,123 кг

Fr вн — площа прохідного перерізу впускної горловини:

Fr вн =

m'клмех = (180 … 230) кг/м2 = 200 кг/м2

к — кутова швидкість кулачка:

к = 0,5 = 0,5 576,6 = 288,3 с-1

К — коефіцієнт запасу

К = 1,45 … 1,7 = 1,6.

Для перевірки надійності закриття клапана визначаємо силу Р'пр мін, яка діє на закритий випускний клапан при найбільшому розрідженні:

Р'пр мін =

де р = (ртр — ра) — різниця тисків у випускному трубопроводі і в циліндрі відповідно: р = (0,05 … 0,07) = 0,06 МН/м2

dr вип.  — діаметр горловини випускного клапана, м.

Середній діаметр пружини:

D = (0,8 … 0,9)dr вн = 0,9 0,026 = 0,0234 м.

Діаметр дроту пружини:

d = 0,21 м,

де К' = 1,17 … 1,24 = 1,2;

Рпр max — максимальна сила, що діє на пружину, МН;

[] - межа втомлення на скручування; [] = 350 … 600 МН/м2 = 500 МНм2.

Одержане значення d округлюємо до стандартного d = 0,21 м.

Визначення запасу міцності пружини.

Максимальне та мінімальне напруження в пружині:

Середнє напруження та амплітуда напружень:

Запас міцності пружини:

n =

де 1 = 340 … 400 МН/м2 = 380 МН/м2;

K / = 1,0; d = 0,1

Жорсткість пружини:

С =

Число робочих витків пружини:

ір = витків,

де G = (8,0 … 8,3) 104 МН/м2 = 8 104 МН/м2 — модуль пружності другого роду для пружинних сталей.

Повне число витків:

ін= ір + 2 = 6 + 2 = 8 витків.

Деформація пружини:

— при закритому клапані:

hпро =

де С — жорсткість пружини, МН/м2.

— при повністю відкритому клапані:

hпр max = hпр 0 + hкл max = 10 + 7,35 = 17,35 мм.

Довжина пружини у вільному стані:

Lпр = hпр max + d in + min ip = 17,35 + 3,6 8 + 0,6 6 = 71,35 мм,

де min — мінімальний зазор між витками пружини при повністю відкритому клапані:

min = 0,5 … 0,9 мм = 0,6 мм.

Схема ОНС з верхнім розміщенням вала ГРМ в головці циліндрів. Виходячи з аналізу світових тенденцій двигунобудування приймаємо, що привід вала ГРМ здійснюватиметься зубчастим пасом. Це дає наступні переваги перед ланцюговою передачею: зниження шумності; збільшення потужності двигуна, за рахунок зменшення тертя у приводі розподільчого вала.

9. Розрахунок системи мащення

9.1 Кількість мастила, що циркулює в двигуні

Кількість відведеної мастилом теплоти:

QM = (0,015 … 0,03) Q0 = 0,03 134,55 = 4,037 кДж/с,

де Q0 — кількість теплоти, що виділяється при згорянні палива.

Q0 =

Кількість циркулюючого мастила:

VM =

де — густина мастила, = 900 кг/м3;

СМ — середня теплоємність мастила, СМ = 2,094 кДж/кгк;

tM = 10 … 15 = 100С — різниця температури мастила на вході та виході з двигуна.

9.2 Розрахунок масляного насосу

При розрахунку масляного насосу циркуляційні витрати мастила збільшуються удвоє:

Vp' = 2VM = 2 0,21 = 0,42 м3/с.

З урахуванням втрат через зазори в насосі розрахункові витрати:

Vp = Vp' /n = 0,42/0,6 = 0,0007 м3/с,

де n = 0,6 … 0,8 = 0,6 — об'ємний ККД насоса.

Розміри шестерен знаходимо, скориставшись виразом для знаходження розрахункових витрат:

Vp =

де d — діаметр початкового кола шестерні, м, d = Z m

h., B — відповідно висота та довжина зуба, м;

Nn — частота обертання шестерні, хв. -1.

Для визначення висоти і довжини зубця задаємося числом зубців z і модулем m та частотою обертання Nn:

z = 6 … 12 = 7;

m = (0,003 … 0,006) = 0,0045;

Nn = 0,5 N = 0,5 6000 = 3000 хв-1,

тоді висота зуба:

N = 2m = 2 0,0045 = 0,009 м.

а довжина:

В =

Потужність, яка витрачається на привід масляного насосу:

NM.n. =

де РМ — робочий тиск мастила в системі:

РМ = 0,3 … 0,5 МН/м2 = 0,4 МН/м2.

— 0,85 … 0,9 =0,88 — механічний ККД насоса.

Рис. 7 Схема системи мащення

1-фільтр, 2-електричний термометр, 3-масляний радіатор, 4-запобіжний клапан, 5-кран, 6-маслоприймач, 7-масляний насос, 8-редукційний клапан, 9-перепускний клапан, 10-фільтр, 11-електричний манометр, 12-головна масляна магістраль, 13-коренні підшипники, 14-підшипники, 15-вісь коромисл, 16-масломірна лінійка, 17-горловина патрубка.

10. Розрахунок системи охолодження

10.1 Кількість охолоджуючої рідини, яка циркулює в системі

Кількість відведеної в охолоджуючу рідину теплоти:

Qp = (0,2 … 0,3) Q0 = 0,25 134,55 = 33,64 кДж/с.

Кількість циркулюючої рідини в системі:

Vр =

де — густина охолоджуючої рідини, = 1000 кг/м3;

Ср — теплоємність охолоджуючої рідини, Ср = 4,187 кДж/кгк;

tр = 5 … 15 = 100С — різниця температур на вході та виході з двигуна.

10.2 Розрахункова подача водяного насоса

де n = 0,8 … 0,9 = 0,85 — коефіцієнт подачі насоса.

Потужність, яка витрачається на привід водяного насосу:

NВ.n. =

де Рр — тиск, створюваний насосом:

Рр = 0,035 … 0,15 МН/м2 = 0,1 МН/м2.

— 0,7 … 0,9 = 0,7 — механічний ККД насоса.

10.3 Розрахунок вентилятора

Кількість повітря, що проходить через радіатор:

VП =

де Qp — кількість теплоти, відведеної від охолоджуючої рідини, кДж/с;

— густина повітря при його середній температурі.

=

— тиск оточуючого середовища, = 1,013 105 Н/м;

Rn = 287 Дж/(кг град.) — газова постійна повітря;

Т0 = 273 + - середня температура повітря в радіаторі;

Сn = 1 кДж/(кг К) — теплоємність повітря;

= 6 … 12 = 100С — перепад температур повітря на вході і виході з радіатора.

Діаметр лопастей вентилятора:

DB = 1,3=0,477 м,

де n — швидкість повітря в вентиляторі; n = 13 … 30 = 20 м/с.

Частота обертання вала вентилятора:

n =

де И = 80 … 125 м/с = 90 м/с — лінійна швидкість кінця лопаті робочого колеса вентилятора.

Потужність, що витрачається на привід вентилятора:

Nвент. =

де РТР = 600 … 1000 Н/м2 = 900 Н/м2 — опір повітряного тракту;

вент. = 0,6 — ККД вентилятора.

Вентилятор встановлено на вал електродвигуна.

Рис. 7 Схема рідинної системи охолодження

1-радіатор, 2-вентилятор, 3-верхній патрубок, 4-термостат, 5-водяна сорочка, 6-розподільна труба, 7-насос, 8-головка циліндрів, 9-рефлектор, 10-охолодні ребра.

Перелік посилань

1. Захарчук В.І. Розрахунок механізмів двигунів внутрішнього згоряння. Методичні вказівки до курсового та дипломного проектування з курсу «Автомобільні двигуни». — Луцьк: ЛІІ. — 1997. — 29 с.

2. Захарчук В.І. «Автомобільні двигуни». Програма курсу та методичні вказівки до виконання контрольної роботи. — Луцьк: ЛДТУ. — 2001. — 30 с.

3. Кончин А. И., Демидов В. П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. — М: — Высшая школа. — 1971. — 336 с.

4. Методические указания к выполнению расчета деталей двигателя на прочность по дисциплине «Автомобильные двигатели» для студентов заочной формы обучения специальности 1609 (сост. К. Е. Долганов, А. Г. Говорун, В. И. Дмитренко. — К.: КАДИ, 1989. — 24 с.).

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой