WWW.DISS.SELUK.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА
(Авторефераты, диссертации, методички, учебные программы, монографии)

 

Pages:     || 2 | 3 |

«Проектирование автотракторных двигателей Учебное пособие 1 МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Ульяновский государственный технический университет И. Ф. Дьяков, Р. А. Зейнетдинов Проектирование автотракторных ...»

-- [ Страница 1 ] --

И. Ф. Дьяков, Р.А. Зейнетдинов

Проектирование автотракторных

двигателей

Учебное пособие

1

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Ульяновский государственный технический университет

И. Ф. Дьяков, Р. А. Зейнетдинов

Проектирование автотракторных

двигателей

Учебное пособие

Допущено УМО вузов РФ по образованию в области транспортных машин и транспортно-технологических комплексов в качестве учебного пособия для студентов, обучающихся по специальности 190201 (150100) – «Автомобиле- и тракторостроение»

Ульяновск 2004 2 УДК 629.113. 2. 001 (075) ББК 39. 33-04 Я З- Рецензенты: кафедра « Тракторы и автомобили» Ульяновской государственной сельскохозяйственной академии;

доктор техн.наук, проф. В.Г Артемьев Дьяков И.Ф., Р. А. Зейнетдинов З-17 Проектирование автотракторных двигателей: Учебное пособие. – Ульяновск: УлГТУ, 2004. – 168 с.

ISBN 5-89146 – 000- Содержит основные сведения по расчету автотракторных двигателей. Приведены тепловой и динамический расчеты. Даны основные расчеты механизмов и систем. Проанализированы значимость технологичности конструкции. Рассмотрены вопросы пуска двигателя. Для выполнения расчетов можно использовать компьютерные программы Excel и MathCad. В приложении приводится графические и расчетные материалы, а также список литературы.

Пособие предназначено студентам специальности 1501 “Автомобиле,- и тракторостроение”.

УДК 629.113.2.001(075) ББК 39.33-04 я © Дьяков И.Ф., Зейнетдинов Р.А., © Оформление. УлГТУ, ISBN 5-89146-000-

ВВЕДЕНИЕ

Современные автотракторные двигатели отличаются приемлемыми мощностными и экономическими показателями, достаточной надежностью и долговечностью. Однако дальнейшее повышение эффективности использования автомобилей и тракторов требует совершенствования их силовых установок, что невозможно без глубоких знаний конструкции, процессов, сопровождающих работу автотракторного двигателя, и расчета его элементов.

Знание рабочих процессов, основ конструирования и расчета деталей двигателя необходимо не только конструкторам и исследователям, создающим силовые установки, но и техническому персоналу, эксплуатирующему и ремонтирующему их.

Задачей настоящего учебного пособия является рассмотрение методики выполнения теплового и динамического расчетов двигателя и ознакомление с основными сведениями, необходимыми для конструирования и расчета деталей, узлов и двигателя в целом (приложение 1). В связи с этим предлагаемое пособие содержит необходимую информацию не только для подготовки студента к выполнению контрольных и курсовых работ, но и для расчетов при выполнении дипломных проектов. Исходные данные для выполнения работы используются из задания «Теория автомобиля и трактора». Курсовая работа включает расчётно-графический материал и конструкторскую часть (продольный и поперечный разрез двигателя).

Методика изложения материала отдельных разделов максимально адаптирована к современным способам анализа работоспособности, а также термической и динамической нагруженности элементов двигателя с использованием ЭВМ. В учебный материал включены новейшие достижения в конструировании двигателей, используемых в средствах транспорта.

Данное пособие может быть использовано студентами высших учебных заведений, специальности «Двигатели внутреннего сгорания»; по направлению «Технологические машины и оборудование», специальности «Подъемнотранспортные, строительные, дорожные машины и оборудование»; по направлению «Эксплуатация транспортных средств» и специальностям «Организация дорожного движения», «Сервис и техническая эксплуатация транспортных и технологических машин и оборудования» (автомобильный транспорт; строительное, дорожное и коммунальное машиностроение); по направлению «Наземные транспортные системы» и специальностям «Автомобиле- и тракторостроение», «Автомобили и автомобильное хозяйство».

1. ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПРОЕКТИРУЕМОГО

ДВИГАТЕЛЯ

1.1.Общие сведения Задачами теплового расчета рабочего цикла двигателя внутреннего сгорания являются определение его показателей, характеризующих экономичность и эффективность рабочего процесса, а также определение максимального давления в цилиндре и переменных давлений в зависимости от хода поршня, необходимых для расчета деталей двигателя на прочность.

На основании теплового расчета с достаточной для практики точностью строится индикаторная диаграмма, рассчитывается индикаторное давление, а по заданной мощности определяется число и размеры цилиндров для проектируемого двигателя.

Расчет рабочего цикла и динамический расчет производятся для режима работы двигателя, соответствующего номинальной (полной) мощности и нормальным условиям окружающей среды, за исключением случаев, оговоренных в задании.

Предварительно все расчеты выполняются в черновиках и согласовываются с консультантом.

Для проведения теплового расчета проектируемого двигателя выбираем значения номинальной эффективной мощности Pe, кВт, и номинальной частоты вращения коленчатого вала nN, мин -1.

Далее подбирается прототип, в качестве которого следует выбирать двигатель одинаковый с проектируемым по назначению, имеющий более высокие динамические и экономические показатели среди других двигателей. Мощность проектируемого двигателя может отличаться, и даже значительно, от мощности прототипа. Необходимая мощность может быть получена путем изменений (в допустимых пределах) размеров цилиндров, числа цилиндров, частоты вращения коленчатого вала, применения наддува, повышения степени сжатия, изменение формы камеры сгорания или смесеобразования и т.д.

Кроме этого, выбираются, с учетом перспективы развития автотракторных двигателей, значения следующих дополнительных параметров:

1. Параметры окружающей среды: при работе двигателя без наддува: давление pо и температура То; при работе двигателя с наддувом (параметры после нагнетателя): давление pк и температура Тк.

2. Элементарный состав и низшая теплота сгорания топлива: жидкого Нu ;

газообразного H'u.

3. Степень сжатия.

4. Коэффциент избытка воздуха.

5. Параметры остаточных газов: давление pr и температура Тr.

6. Подогрев свежего заряда от стенок Т.

7. Степень повышения давления газов при сгорании (только для дизелей).

8. Коэффициент использования теплоты при сгорании z.

9. Коэффициент округления индикаторной диаграммы пд.

10. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра m = S /D.

1.2. Методика проведения теплового расчета Параметры окружающей среды.

а). При работе двигателя без наддува:

Давление свежего заряда pо, поступающего к двигателю из атмосферы, принимается равным атмосферному давлению температура свежего заряда То принимается равной температуре, атмосферного воздуха б). При работе двигателя с наддувом.

Давление наддувочного воздуха pк рекомендуется:

при низком наддуве pк 0,15 МПа;

при среднем наддуве pк (0,15 … 0,22) МПа;

при высоком наддуве pк (0,22 … 0,25) МПа.

Температура наддувочного воздуха Тк зависит от степени повышения давления в нагнетателе, типа нагнетателя, степени охлаждения корпуса нагнетателя и снижения температуры воздуха ( горючей смеси) в охладителе.

где Т0 температура атмосферного воздуха (Т0 = 288 К), рк давление наддувочного воздуха, МПа; p0 атмосферное давление воздуха (p0 0,1 МПа);

nк показатель политропы сжатия воздуха в нагнетателе (компрессоре);

Тохл изменение температуры заряда при его охлаждении в воздушном холодильнике, К.

Следует учесть, что промежуточное охлаждение применяют обычно при pк > 0,15 МПа и когда температура воздуха после компрессора выше 55…65°С, в остальных случаях Тохл = 0.

Показатель политропа nк рекомендуется принимать:

для центробежных нагнетателей с охлаждаемым корпусом nк = 1,4...1,6; для центробежных нагнетателей с неохлаждаемым корпусом nк=1,8...2,0; для поршневых нагнетателей nк=1,4....1,6; для объемных нагнетателей nк=1,55....1,75. Элементарный состав и низшая теплота сгорания топлива (Нu). Элементарный состав жидких топлив обычно выражается в единицах массы (кг) или относительных массовых долях. При этом где С массовая доля углерода в 1 кг топлива; Н массовая доля водорода в 1 кг топлива; О массовая доля кислорода в 1 кг топлива.

Теплота сгорания жидких топлив Нu обычно исчисляется на единицу массы, т.е. в кДж/кг (табл. 1.1).

Спирт метиловый (метанол) 0,375 0,125 0, Если известен элементарный состав жидкого топлива, то низшая теплота сгорания, в кДж/кг, приближенно может быть найдена по эмпирической формуле Д.И. Менделеева НU = (34,013 С + 125,6 Н 10,9(О S) 2,512 (9Н + W))103, (1.3) где C, Н, O, S массовые доли углевода, водорода, кислорода и серы в топливе; 9H количество водяного пара, образующего при сгорании водорода;

W массовая доля воды в топливе.

Для газообразных топлив (сжатые и сжиженные газы) состав обычно выражается в объемных единицах м3 или молях. Тогда для одного моля (или м3) состав газообразного топлива где N2 – объемное содержание азота в газе.

Состав сжатого природного газа (СПГ) включает метан, группу более сложных углеводородов (этан, пропан, бутан) и не более 7% негорючих компонентов. Удельная низшая теплота сгорания СПГ H'u в зависимости от его состава находится в пределах (3,2...3,6)104 кДж/м3 (в расчетах обычно принимают 3,5 104 кДж/м3).

Сжиженные нефтяные газы (СНГ) это горючие газы, основными компонентами в которых являются пропан С3 Н3 и бутан С4 Н10. При этом низшая теплота сгорания у пропана и бутана соответственно 45,97*103 кДж /кг и 45,43*103 кДж /кг.

Для газообразного топлива низшую теплоту сгорания можно приближённо подсчитать по эмпирической формуле HU = (, CO + 108H2 + 358 4 + 56 0 C2H2 + 59 5 C2H4 + 634 C2H6 + 91 3H8 + 120C4H10 + 144C5H12) 103, где СО, Н2 и т.д. – объёмные доли компонентов газовой смеси.

Степень сжатия выбирается прежде всего в зависимости от способа смесеобразования, рода топлива, формы камеры сгорания, типа и назначения двигателя. В двигателях с воспламенением от электрической искры ограничивается по условию предупреждения явления детонации и выбор ее зависит от антидетонационных свойств топлива:

октановое число В двигателях с воспламенением от сжатия выбор зависит в основном от способа смесеобразования и исходит из условия обеспечения надежного воспламенения топливно-воздушной смеси на всех режимах работы, включая пуск холодного двигателя.

В зависимости от вышеуказанных факторов степень сжатия для двигателей различных типов находится в следующих пределах:

дизели с неразделенными камерами сгорания и объемным Коэффициент избытка воздуха выбирают в зависимости от сорта топлива, вида смесеобразования, типа двигателя и других факторов. При номинальной мощности двигателя значения находятся в следующих пределах.

Карбюраторные бензиновые двигатели:

Бензиновые двигатели с впрыском топлива и Газовые двигатели:

при работе на сжиженном пропано-бутановом газе - 0,9...0,95.

Для дизельных двигателей значения зависят от типа смесеобразования и находятся в следующих пределах:

дизели с неразделенными камерами дизели с полуразделенными камерами Параметры остаточных газов. После завершения каждого цикла в цилиндре двигателя остаются продукты сгорания с давлением pr, температурой Тr.

Значение pr определяется давлением среды, в которую происходит выпуск отработавших газов, т.е. давлением p0 при выпуске в атмосферу или pк при установке на выпуске глушителя, нейтрализатора отработавших газов или сборника при газотурбинном наддуве.

Для автомобильных и тракторных двигателей без наддува, а также с наддувом и выпуском в атмосферу величина давления остаточных газов pr находится в пределах (1,05...1,25)p0 МПа. Большие значения pr принимаются для двигателей с высокой частотой вращения коленчатого вала, а также при наличии в системе выпуска нейтрализатора отработавших газов.

Для двигателей с газотурбинным наддувом Ориентировочные пределы значений pr четырехтактных автотракторных двигателей следующие:

Давление остаточных газов зависит от частоты вращения коленчатого вала n и при необходимости определения pr на различных скоростных режимах двигателя можно использовать приближенную формулу где prN давление остаточных газов на номинальном режиме, МПа ; nN частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме, мин –1.

Температура отработавших газов Тr зависит от ряда факторов, в том числе от состава смеси, частоты вращения, степени сжатия и типа двигателя.

При установлении величины Тr необходимо иметь в виду, что с увеличением частоты вращения коленчатого вала температура остаточных газов возрастает, а при обогащении смеси и увеличении степени сжатия- снижается.

При номинальном режиме температура остаточных газов варьирует в пределах:

Подогрев свежего заряда (Т). Величина подогрева свежего заряда от стенок Т, зависящая от наличия специального устройства для подогрева, от конструкции впускного трубовода, типа системы охлаждения, быстроходности двигателя и наддува, обычно колеблется в пределах:

для дизелей без наддува для двигателей с наддувом Подогрев свежего заряда Т имеет меньшее значение для двигателей с впрыскиванием бензина и жидкостным обогревом впускного трубопровода;

для двигателей с воздушным охлаждением значение Т больше.

Степень повышения давления газов при сгорании задается только для дизельного двигателя.

Величина зависит от цикловой подачи топлива, способа смесеобразования, периода задержки воспламенения и лежит в пределах:

для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием 1,6...2,5;

для вихрекамерных и предкамерных дизелей, а также для дизелей с неразделенными камерами и пленочным смесеобразованием 1,2...1,8.

для дизелей с наддувом обычно величина = 1,4 (значения окончательно уточняют с учетом допустимых значений давления pz и температуры Tz в конце видимого процесса сгорания).

При выборе для дизелей следует руководствоваться следующими соображениями: чем выше, тем большее количество топливо будет сгорать при изохорном процессе. Это ведет к росту давления газов и площади индикаторной диаграммы, а, следовательно, уменьшению потери тепла и расхода топлива. Однако при большем значении увеличение давления газов ухудшает условия работы кривошипно-шатунного механизма, повышает шумность работы двигателя и снижает его механический КПД.

При меньших значениях снижается экономичность двигателя, т.к. большая часть топлива сгорает при изобарном процессе, т.е. в большем объеме и при значительном теплоотводе.

Величина коэффициента использования теплоты при сгорании z находится в пределах:

для быстроходных дизелей с неразделенными для дизелей с разделенными камерами сгорания 0,65...0,80;

Величина коэффициента полноты индикаторной диаграммы ПД обычно колеблется в пределах:

Отношение хода поршня к диаметру цилиндра m = S/D для современных автомобильных двигателей лежит обычно в пределах:

Уменьшение величины m двигателя способствует снижению массы и высоты двигателя, увеличению индикаторного КПД и коэффициента наполнения, а также снижению скорости поршня и износов деталей цилиндро-поршневых групп. В то же время при уменьшении m возрастают газовые нагрузки на поршень и другие детали цилиндро-поршневой группы, ухудшается смесеобразование и увеличивается габаритная длина двигателя.

В курсовой работе отношения S/D выбирают по прототипу.

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ

Тепловой расчет рабочего двигателя выполняется после выбора дополнительных параметров. Следует учесть, что ошибка при определении одного из параметров влечет за собой искажение результатов всего расчета. В связи с этим рекомендуется полученные значения сопоставлять с аналогичными, имеющимися в литературе. Численные расчеты необходимо проводить с точностью до третьей значащей цифры.

Процесс характеризуется следующими основными параметрами: давлением pr и температурой Тa заряда в конце процесса наполнения - начала сжатия; давлением pr и температурой Tr остаточных газов; коэффициентом остаточных газов r; коэффициентом наполнения V.

Давление заряда в конце наполнения ра. Давление pа(МПа) определяют пренебрегая незначительным изменением плотности свежего заряда при его движении во впускной системе и принимая начальную скорость воздуха в= где pк давление воздуха на впуске, МПа, при отсутствии наддува pк=p0 и к=0; коэффициент затухания скорости движения заряда, в рассматриваемом сечении; вп. коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенной к наиболее узкому ее сечению; вп. средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или в продувочных окнах); к и 0 плотность заряда на впуске соответственно при наддуве и без него.

По опытным данным в современных автомобильных двигателях на номинальном режиме (2 + вп.) = 2,5 … 4 и вп = 50 … 130 м/с.

Плотность заряда, кг/м3, на впуске где Rв удельная газовая постоянная воздуха где R = 8314 Дж/(кмольград) универсальная газовая постоянная; Тк температура заряда на впуске, К, (при отсутствии наддува Тк = Т0).

Ориентировочно для четырехтактных ДВС без наддува pа= (0,85…0,9)p0, для четырехтактных с наддувом pа = (0,9…0,96) pк.

Коэффициент остаточных газов r Величина коэффициента остаточных газов r характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания и определяет относительное содержание их в горючей смеси.

Коэффициент остаточных газов для четырехтактных дизелей:

без учета продувки и дозарядки цилиндра с учетом продувки и дозарядки цилиндра где степень сжатия; T температура подогрева заряда в процессе впуска; 0Ч коэффициент очистки, 0r = 1…0 (при 0Ч = 1 продувка камеры сгорания не производится; в случае же 0Ч = 0 происходит полная очистка камеры сгорания от остаточных газов), принимаем 0r = 1; доз коэффициент дозарядки, доз = 1.02…1.15, причем большие значения характерны для более высокооборотных двигателей. При отсутствии дозарядки доз = 1; t коэффициент, учитывающий различие в теплоемкостях свежего заряда и остаточных газов (коэффициент неравенства теплоемкостей) Значение коэффициента t зависит от коэффициента избытка воздуха (табл. 2.1).

бытка воздуха Коэффициент Ориентировочные значения r для двигателей:

четырехтактных дизелей без наддува 0,03...0,06;

четырехтактных карбюраторных при полном Температура в конце наполнения Та. Температура Та определяется подогревом заряда от нагретых деталей двигателя T,температурой остаточных газов Tr,и коэффициентом остаточных газов r, Температура в конце впуска Ta без учета дозарядки цилиндра и неравенства теплоемкостей свежего заряда и остаточных газов:

В современных четырехтактных двигателях температура в конце впуска Та изменяется в пределах:

для четырехтактных двигателей с наддувом (без промежуточного охлаждения) 320…400 К.

Коэффициент наполнения V характеризует качество процесса впуска и представляет собой поправку, учитывающую отклонения условий внутри цилиндра от условий на впуске в двигатель.

Для четырехтактных двигателей с учетом продувки, дозарядки цилиндра и неравенства теплоемкостей остаточных газов и свежего заряда:

Если пренебречь продувкой, дозарядкой и неравенством теплоемкостей, то 0r = доз = t = 1. Тогда Коэффициент наполнения для автотракторных ДВС при работе на номинальном режиме находится в пределах:

При специально настроенных впускных системах значения V могут достигать до 1,0 и выше за счет использования инерционно-волновых явлений.

Процесс сжатия характеризуется давлением рс и температурой ТС рабочего тела в конце процесса.

где n1 показатель политропы сжатия.

Значение n1 может быть определено по номограмме (рис.2.1) или методом последовательных приближений со степенью точности, равной 0,001, по формуле [16] где k1 показатель адиабаты.

Задаваясь любым значением k1 = 1,35...1,38 и решая данное уравнение методом последовательных приближений, определяем новое искомое значение n1.

Значение показателя адиабаты k1 по номограмме (рис.2.1) определяется следующим образом. Через принятое значение степени сжатия проводится ордината до пересечения с соответствующей кривой температур Ta. Через полученную точку пересечения проводят линию, параллельную оси абцисс до пересечения с осью ординат, на которой нанесены в масштабе значения Показатель адиабаты k1 служит ориентиром для уточнения при выборе n1, исключающим грубые ошибки и в следствие искажения теплообмена между сжимаемым зарядом и стенками цилиндра. Можно полагать, что n1 = k1+0,02.

Рис.2.1. Номограмма для определения показателя адиабаты сжатия k Значения показателя политропы сжатия n1 зависящего от частоты вращения коленчатого вала, степени сжатия, размеров цилиндра, материала поршня и цилиндра, интенсивности охлаждения цилиндров и т.д., обычно лежат в пределах: для бензиновых и газовых двигателей 1,3...1,39; для двигателей без наддува 1,35…1,4; для дизеля с наддувом (при давлении наддува pк 0, МПа и без промежуточного охлаждения воздуха после компрессора) 1,35...1,38.

Величина n1 возрастает с увеличением частоты вращения вала двигателя, а также с уменьшением отношения поверхности охлаждения к объему цилиндра. Падает n1 c увеличением степени сжатия и увеличением интенсивности охлаждения. В двигателях с воздушным охлаждением.

Значения параметров рабочего тела в конце сжатия рс и Тс для современных автотракторных двигателей находятся в следующих пределах:

для карбюраторных двигателей для дизелей с наддувом (при давлении наддува pк 0,2 МПа и без промежуточного охлаждения воздуха после компрессора) 6...8 900...1000.

Средняя мольная теплоемкость свежего заряда в конце сжатия без учета влияния остаточных газов (в бензиновых двигателях и дизелях теплоемкость свежего заряда обычно принимается равной теплоемкости воздуха, т.е. без учета влияния паров топлива, и в газовых двигателях - без учета разности в теплоемкостях газообразного топлива и воздуха) в интервале температур 273...1800 К определяется по уравнению Параметры свежего заряда. Теоретическая масса (количество) воздуха, необходимого для полного сгорания 1 кг жидкого топлива где l 0 масса необходимого воздуха, кг; L0 количество необходимого воздуха, кмоль, где в мольная масса воздуха, (в = 28,96 кг/кмоль).

Теоретически необходимое количество воздуха (кмоль или м3 ) для сгорания 1 кмоль (м3) газообразного топлива Сn Н mОr где n, m и r соответственно число атомов углерода (0-5), водорода (012) и кислорода (02).

Количество, кмоль, свежего заряда (горючей смеси) перед сгоранием где т молекулярная масса паров топлива:

для автомобильного бензина для дизельного топлива Величиной 1/т при определении М1 для двигателей с воспламенением от сжатия можно пренебречь.

В газовых двигателях горючая смесь состоит из 1 кмоль (м3) газа и L0 кмоль (м3) воздуха Параметры конца процесса сгорания. Состав и количество, кмоль, продуктов сгорания на 1 кг жидкого топлива.

При 1 (полное сгорание) Количество отдельных составляющих продуктом сгорания (в кмоль) при Тогда после преобразования для > Количество киломолей продуктов сгорания при = Количество, кмоль, продуктов сгорания газообразного топлива СnН mОr Количество отдельных составляющих, кмоль, при сгорании 1 кмоль газообразного топлива Сn Н mОr где N 2 количество атома азота в газе, кмоль или м3.

Тогда для > 1, учитывая, что Сn Н mОr + N2 = 1, получим для = Состав и количество продуктов сгорания при < 1 (неполное сгорание жидкого топлива) Количество каждого компонента, кмоль где К отношение числа молей водорода и окиси углерода, т.е.

К = M H / M CO и является функцией отношения Н/С (состава топлива).

При Н/С = 0,17...0,19, К = 0,45...0,50; при Н/С = 0,13, К = 0,30.

Изменение количества, кмоль, газа при сгорании определяется как разность:

Для двигателей с воспламенением от сжатия ( > 1) Для двигателей с внешним смесеобразованием < 1 (неполное сгорание) Изменение объема при сгорании 1 кмоль (или 1м3) газообразного топлива Если в соединении вида СnНmОr число атомов водорода m < (4 2r), то изменение объема М отрицательно, т.е. объем рабочего тела в результате сгорания уменьшится. При m > (4 2r) значение М положительно, т.е. объем рабочего тела возрастает.

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси (теоретический коэффициент) Коэффициент молекулярного измерения рабочей смеси (действительный коэффициент) где Мz = М2 + Мr число молей газов после сгорания в точке Z; Мс = М1 + Мr число молей газов в конце сжатия до сгорания в точке С. Значения в зависимости от находятся в следующих пределах:

для четырехтактных карбюраторных двигателей для четырехтактных дизелей для дизелей с газообразным двигателем Средняя мольная теплоемкость mc продуктов сгорания. Для расчетов рабочих процессов двигателей обычно пользуются средними мольными теплоемкостями при постоянном объеме mcv и при постоянном давлении mcp.

Тогда mcV продуктов сгорания при V = const.

где ri объемная доля каждого газа, входящего в состав продуктов сгорания, определяется по формуле ri = Мi/М2, при этом ri = 1.

При неполном сгорании топлива ( < 1) продукты сгорания состоят из смеси углекислого газа СО2, окиси углерода СО, водяного пара Н2О, свободного водорода Н2 и азота N2.

При этом mcV = MCO2mc 2 + MCOmcVCO + MH2O mc 2O + MH2 mc 2 + M N2 mc 2. (2.36)

VCO VH VH VN

При полном сгорании топлива ( 1) продукты сгорания состоят из смеси углекислого газа, водяного пара, азота, а при > 1 и кислорода. При этом Для определения средних мольных теплоемкостей отдельных газов в зависимости от температуры используют либо эмпирические формулы в виде mcv = a + b T, либо справочные таблицы или графики [К].

Для теплоемкости продуктов сгорания в зависимости от могут быть искДж лей (0,7 1,25) для дизелей ( 1).

Средняя теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении опкДж Теплоемкость продуктов сгорания газовых двигателей mc в зависимости от может быть определена по формуле для бензиновых двигателей.

Максимальная температура газов в процессе сгорания Tz (K) определяется из уравнений сгорания: для дизелей для бензиновых двигателей ( < 1) для газовых двигателей где коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания рабочей смеси; степень повышения давления в дизеле (обычно задается);

HU низшая теплота сгорания автотранспортных топлив кДж/К или кДж/м3;

HU потеря части теплоты сгорания из-за химической неполноты сгорания топлива при < где L0 теоретически необходимое количество воздуха в киломолях для сгорания 1 кг топлива.

В уравнения сгорания входят две неизвестные величины: максимальная температура сгорания Tz и теплоемкость продуктов сгорания mc при этой же температуре. При подстановке в уравнения сгорания выражений для средних молярных теплоемкостей продуктов сгорания получаем уравнения второго порядка относительно Tz:

где А, B, С известные коэффициенты, Давление газов в конце сгорания, МПа.

Карбюраторные двигатели дизели Значения температуры и давления в конце сгорания при работе с полной нагрузкой:

Степень предварительного расширения:

Для автотракторных дизелей = 1,2...2,4, а для бензиновых и газовых двигателей = 1.

Степень повышения давления при сгорании (карбюраторные двигатели) Для бензиновых двигателей = 3…4, для газовых = 3…5.

Давление и температура газов в конце расширения определяются по формулам политропного процесса:

для дизельных двигателей для карбюраторных двигателей где = степень последующего расширения; n2 показатель политропы расширения.

Средний показатель n2 можно определить по номограмме (рис.2.2) или по формуле, где = a = степень последующего расширения.

Уравнение решается методом последовательных приближений с заданной степенью точности (0,001).

Определение k 2 по номограммам (рис. 2.2 и 2.3) проводится следующим образом: по имеющимся значениям (или для дизеля) и Tz определяют точку, которой соответствует значение k2 при = 1. Для нахождения значения k2 при заданном необходимо полученную точку перенести по горизонтали на вертикаль, соответствующую = 1, и далее параллельно вспомогательным кривым до вертикали, соответствующей заданному значению.

Средние значения величины n2 для различных современных автотракторных двигателей изменяются в пределах (для номинальной нагрузки):

Рис.2.2. Номограмма определения показателя адиабаты расширения k2 для Рис.2.3. Номограмма определения показателя адиабаты расширения k2 для дизеля Значения давления pb и температуры Tb в конце процесса расширения для современных автомобильных и тракторных двигателей лежат в пределах (для номинальной нагрузки):

Аналитический расчет параметров газа в процессе выпуска значительно затруднен вследствие сложности взаимодействия факторов, определяющих данный процесс. В связи с этим значения давления и температуры газов в конце выпуска ( p r, Tr ) при термодинамическом анализе рабочего цикла принимаются на основании экспериментальных исследований процесса выпуска реальных двигателей внутреннего сгорания.

Правильность ранее (при анализе процесса впуска) сделанного выбора параметров процесса выпуска pr и Тr можно проверить по формуле профессора Е.К. Мазинга Значение температуры в исходных данных и полученное расчетом по данной формуле не должны отличаться более чем на 5 %, при большем расхождении тепловой расчет двигателя приходится переделывать, задавшись температурой, средней между упомянутыми.

Среднее индикаторное давление нескругленной (теоретической) индикаторной диаграммы piHC, МПа:

для дизелей для карбюраторных двигателей ( =1, = ) Действительное среднее индикаторное давление где пд коэффициент полноты индикаторной диаграммы: для карбюраторных двигателей пд = 0,94...0,97; для дизелей пд = 0,92...0,95; Pi среднее давление насосных потерь на газообмен При проведении расчетов потери на газообмен учитываются в работе, затрачиваемой на механические потери. С этим принимают, что среднее индикаторное давление pi отличается от piHC только на коэффициент полноты диаграммы:

При работе на полной нагрузке величина pi (МПа) достигает:

для четырехтактных карбюраторных двигателей 0,6...1,4;

для четырехтактных дизелей без наддува 0,7...1,1;

Индикаторный коэффициент полезного действия двигателей, работающих на жидком топливе.

где pi выражено в МПа; l0 теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания топлива в кг/кг топл.; HU – низшая теплота сгорания топлива, МДж/кг; к плотность топливовоздушной смеси на впуске в двигатель (для карбюраторных двигателей принимают свежий заряд, как и для дизеля, состоящий из воздуха), кг/м3 ; K 1,22 плотность воздуха при p0 и Т0 (p0 = 0,1 МПа и Т0 = 293 К).

Индикаторный КПД для автотракторных двигателей, работающих на газообразном топливе где M 1 = l'0 количество горючей смеси, кмоль гор. см./кмоль топл.; Тк температура воздуха за компрессором (без него Тк = Т0), К; pi и pк(p0) в МПа; Hu – в МДж/м3топл.

В современных автотракторных двигателях, работающих на номинальном режиме, величины индикаторного КПД и составляет:

Индикаторный удельный расход топлива для жидкого топлива г/(кВтч) для газового топлива, м3/(кВтч) а удельный расход теплоты, МДж/(кВтч) Удельные расходы топлива на номинальном режиме:

для карбюраторных двигателей gi 235...320 г/(кВтч);

для газовых двигателей qi 10,5...13,5 МДж/(кВтч).

Среднее давление механических потерь, МПа, можно определить по следующим эмпирическим формулам в виде pm = a + b C п.ср :

для карбюраторных двигателей с числом цилиндров до шести и отношением S/D > 1 при полностью открытом дросселе для карбюраторных двигателей с числом цилиндров восемь и отношением S/D < 1 при полностью открытом дросселе для четырехтактных дизелей с неразделенными камерами для предкамерных дизелей для дизелей с вихревыми камерами Для аналогичных двигателей с наддувом где Cп.ср средняя скорость поршня, предварительно принимаемая в пределах 6...15 м/с.; a, b – постоянные коэффициенты; pk – давление наддува, МПа.

У современных автотракторных двигателей при частоте вращения коленчатого вала, соответствующей номинальной мощности двигателя средняя скорость поршня Cп.ср (м/с) варьирует в следующих пределах:

для бензиновых и газовых двигателей для бензиновых и газовых двигателей Значения среднего давления механических потерь измеряются в следующих пределах:

для карбюраторных двигателей pм = 0,15...0,25 Мпа;

Среднее эффективное давление, МПа Механический КПД двигателя м Примерные значения механического КПД м для различных двигателей на номинальном режиме их работы:

Эффективный КПД двигателя е Эффективный удельный расход, г/(кВтч) а) для жидкого топлива б) для газообразного топлива Vе, м3/(кВтч) удельный эффективный расход теплоты, МДж/кВтч, на единицу эффективной мощности Для рассматриваемых двигателей средние значения pе, ge, е приведены в таблице 2.2.

Четырехтактный кар- 0,6...1 0,25...0,33 250...325г/(кВтч) бюраторный дизель без наддува Четырехтактный га- 0,5...0,75 0,23...0,28 12...17МДж/(кВтч) 2.7. Основные размеры цилиндра двигателя По заданным значениям эффективной мощности Pе, частоты вращения коленчатого вала n, тактности двигателя и расчетному значению pе определяется рабочий объем всех цилиндров (литраж двигателя) Vл, л где коэффициент тактности ( = 4 для четырехтактных двигателей, = 2 для двухтактных двигателей).

После определения Vh, рассчитываются, с учетом предварительно принятого значения параметра m = S/D, диаметр цилиндра D(мм) и хода поршня S(мм):

Полученные значения D и S округляют до целых чисел, нуля или пяти.

Величина диаметра D(мм) цилиндра современных автотранспортных двигателей изменяется в следующих пределах:

для бензиновых и газовых двигателей для бензиновых и газовых двигателей Увеличение диаметра цилиндра у двигателя с искровым зажиганием при данном октановом числе топлива ведет к снижению степени сжатия для обеспечения бездетанационной работы, у дизельного двигателя при данном цетановом числе топлива – к ухудшению смесеобразования.

По окончательно принятым значениям D и S определяют основные параметры и показатели двигателя:

литраж двигателя, л.

эффективную мощность, кВт эффективный крутящий момент, Нм часовой расход топлива, кг/ч среднюю скорость поршня, м/с При расхождении между ранее принятой величиной Спср и полученной по формуле (2.83) более 34% необходимо пересчитать эффективные параметры двигателя.

2.8. Показатели напряженности двигателя Литровая мощность двигателя, кВт/л Значения литровой мощности находятся в пределах:

Удельная поршневая мощность, кВт/дм где D диаметр поршня, дм.

Значения удельной поршневой мощности находятся в пределах:

для карбюраторных двигателей для дизелей Важными удельными показателями двигателя являются удельная масса в килограммах на 1 кВт мощности и литровая масса в килограммах на 1 литр рабочего объема цилиндра.

Удельная масса в кг/кВт Литровая масса в кг/л, где Gc сухая масса двигателя, кг.

Примерные значения удельной и литровой масс лежат в пределах:

По результатам теплового расчета проводится технико-экономический анализ полученных основных показателей и параметров, для чего производятся:

1) сопоставление величины pе у проектируемого двигателя с величинами pе у прототипа и однотипных двигателей (по литературным данным);

2) аналогичное сопоставление gе и е;

3) аналогичное сопоставление величины максимального давления pz.

Анализ должен завершаться выводами о преимуществах и недостатках проектируемого двигателя.

По результатам теплового расчета необходимо построить индикаторную диаграмму цикла на листе миллиметровой бумаги формата А4.

Построение индикаторной диаграммы четырехтактного двигателя с искровым зажиганием (рис.2.4.а) проводится следующим образом. В координатах p V по оси абсцисс (ось V) откладывается объем камеры сжатия Vc, масштабное значение которого обычно находится в пределах 15 … 20 мм.

Тогда полный объем цилиндра на чертеже будет где Vh = ( 1)Vс, мм рабочий объем.

Значение величины Vа также откладывается от начала координат. Через концы отрезков Vc и Vа проводят вертикальные линии, характеризующие верхнюю мертвую точку (ВМТ) и нижнюю мертвую точку (НМТ) Для получения нормальной конфигурации индикаторной диаграммы рекомендуется принимать масштабы диаграммы с таким расчетом, чтобы отношение высоты диаграммы к ее ширине было близко к 1,5. Тогда масштаб давлений при вышеуказанном значении Vc выбирается обычно в пределах mp = 0,02…0.04 МПа/мм.

В соответствии с принятой величиной mp размечается шкала давления по оси ординат и на линиях ВМТ и НМТ наносятся основные точки индикаторной диаграммы r, a, c, z, b, положение которых соответствует величинам давления pr, pa, pc, pz, pb (см. тепловой расчет). Кроме этого наносится линия атмосферного давления pо.

Так как при рекомендуемых значениях mp величины pа, pb и pr графически очень близки друг к другу, то допускается условно откладывать на диаграмме значения pa и pr на 1,0…1,5 мм соответственно выше и ниже линии атмосферного давления pо.

После этого проводится построение линий политропы сжатия и расширения. Для построения линии политропы сжатия предварительно выбирается несколько промежуточных точек, расположенных на оси абсцисс между объмами Va и Vc со значениями V1 = 1,2 Vс; V2 = 1,5 Vс; V3 = 2 Vс и т.д. Рекомендуется принимать 6-8 промежуточных точек.

Через концы этих полученных точек, проводятся вверх тонкие вертикальные линии, на которых откладываются значения давления pх1, pх2, px3 и т.д.

Эти значения определяются из уравнения политропы сжатия, в котором отношение Va / Vi изменяется в пределах от 1 до, т.е. pх1 = pа(Va/V1)n1; pх2 = pа(Va/V2)n1; pх3 = pа(Va/V3)n1 и т.д.

Полученные точки, а также точки a и с соединяются плавной линией.

Для построения политропы расширения определяются давления при тех же промежуточных объемах V1, V2, V3 и т.д., находимых из уравнения политропы расширения:

p1 = pb (Vа/V1)n2; p2 = pb (Vа/V2)n2; p3 = pb (Vа/V3)n2 и т.д.

Значения давлений py1, py2, py3 и т.д. откладываются на соответствующих вертикальных линиях. Полученные точки, а также точки z и в соединяются лекальной кривой.

Теоретическая (нескругленная) индикаторная диаграмма (raczbr) затем округляется в точках с, z, b. Положение точки С 1 определяют углом опережения зажигания, а положение точки С 11 ориентировочно может быть найдено из выражения Действительное давление в конце видимого сгорания Положение точки z' должно быть смещено вправо от линии (ВМТ) на 10...15% поворота коленного вала. Точка b1 должна соответствовать моменту открытия выпускного клапана. Точка b11 обычно располагается на половине расстояния между точками a и b. Затем проводят линию атмосферного давления (po), линию впуска ra и линию выпуска b1r.

Индикаторная диаграмма цикла дизеля (рис.2.4.б) строится аналогично диаграмме карбюраторного двигателя, за исключением следующих отличий:

1) масштабное значение объема Vс принимается равным Vс = 10 мм;

2) масштаб давления выбирается в пределах mр = 0,03…0,05 МПа/мм;

3) действительное максимальное давление цикла pz’ = pz, 4) линия политропы расширения строится не из точки z', а и из точки z.

Рис.2.4 Индикаторная диаграмма четырехтактного двигателя:

а - двигатель с искровым зажиганием ; б - дизель; r ’-начало открытия впускного клапана; a”-конец закрытия впускного клапана; b’-начало открытия выпускного клапана;

Положение точки z на индикаторной диаграмме определяется степенью предварительного расширения :

Далее находятся объемы в промежуточных точках линии расширения:

Давления для этих объемов находят также из уравнения политропы расширения: pb1 = pb (Vа/V1)n2; pb2 = pb (Vа/V2)n2; pb3 = pb (Vа/V3)n2 и т.д.

При этом отношение Va / Vi изменяется в пределах от 1 до, где - степень последующего расширения.

Дальнейшее построение аналогично построениям индикаторной диаграммы для карбюраторных двигателей. Теоретическая (нескругленная) индикаторная диаграмма дизеля скругляется в точках с, z, z и b. Линию Z’Z у дизелей скругляют вблизи точки Z.

У двигателей с наддувом линия выпуска может проходить как выше, так и ниже линии впуска, и может в значительной части совпадать с линией впуска.

Тепловой баланс оценивает распределение тепла, вносимое в двигатель топливом, идущее на полезную работу и на потери. Точное определение отдельных статей теплового баланса может быть выполнено на основании лабораторных исследований. Однако ориентировочно они могут быть определены на основании теоретических расчетов.

Тепловой баланс подсчитывают в абсолютных единицах теплоты за один час работы двигателя или за время расходования 1 кг или 1 м3 топлива.

В общем виде уравнение внешнего теплового баланса в абсолютных единицах можно представить так:

где Qо – теплота сгорания израсходованного топлива; Qе – теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя; Qохл – теплота, отводимая от двигателя охлаждающей средой (жидкостью или газом); Qог – теплота, отводимая отработавшими газами; Qн.с – теплота, не выделившаяся при сгорании топлива из-за неполноты сгорания; Qм – теплота, отводимая смазочным маслом (этот член теплового баланса выделяется обычно при наличии на двигателе автономного теплообменника для охлаждения смазочного масла, в большинстве случаев Qм включается в остаточный член теплового баланса); Qост – теплота, отводимая в результате лучистого и конвективного теплообмена.

Величину каждой составляющей теплового баланса определяют в кДж/ч или в процентах по отношению ко всему количеству подведенной теплоты.

Теплоту сгорания израсходованного топлива (располагаемую теплоту) определяют по низшей теплоте сгорания топлива Нu часовому расходу жидкого топлива Gт (кг/ч) или газообразного топлива Vт (м3/ч):

Теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя (кДж/ч) где е – эффективный КПД.

Теплоту, передаваемую охлаждающей среде определяют по эмпирическим формулам (кДж/ч):

для бензинового двигателя:

для дизеля:

где С – коэффициент пропорциональности (для четырехтактных двигателей C= 0,45…0,53); i – число цилиндров; D – диаметр цилиндра, см; m – показатель степени (для четырехтактных двигателей m = (0,6…0,7); n – частота вращения коленчатого вала, мин-1; Ни – потеря части теплоты сгорания из-за химической неполноты сгорания топлива при < 1;

При воздушном охлаждении (кДж/ч) где qвозд – коэффициент, определяющий долю теплоты, передаваемой поверхностью оребрения; qвозд = 0,28…0,33 – для бензиновых двигателей; qвозд = 0,25…0,3 – для дизелей.

Теплоту, унесенную отработавшими газами, приближенно определяют как разность энтальпии газа в выпускном трубопроводе и энтальпии поступающего в двигатель воздуха.

Для двигателей, работающих на жидком топливе где mcp, mcp – мольные теплоемкости при постоянном давлении соответственно продуктов сгорания при температуре Tr и свежего заряда при температуре T0, кДж/(кмольК); Tr – температура отработавших газов за выпускным трубопроводом (турбокомпрессором), К. Её величина берется по экспериментальным данным, при отсутствии таковых, подсчитывается по формуле:

Tr = Тr-(70…100), Tr – температура остаточных газов в конце процесса выпуска, К; T0 – температура свежего заряда при поступлении его в впускной патрубок компрессора или при отсутствии наддува во впускной патрубок двигателя, К.

Для газовых двигателей Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива (для бензиновых двигателей < 1) где Ни = 119950(1 )L0, кДж/кг.

При 1 эта потеря незначительна и включается в остаточный член баланса.

Теплота, отводимая маслом где Gм – количество проходящего через охладитель масла, кг/ч; Тм.вх, Тм.вых – температура входящего в охладитель и выходящего из него масла, К; см – теплоемкость масла, кДж/(кгК).

В большинстве случаев Qм включают в остаточный член теплового баланса Qост. Остаточный член теплового баланса определяют как разность между подведенной теплотой и суммой измеряемых составляющих теплового баланса:

Тепловой баланс в процентах по отношению ко всему количеству подведенной теплоты Средние значения отдельных составляющих внешнего теплового баланса, отнесенные к теплоте, введенной с топливом при работе двигателя на номинальном режиме приведены в таблице 2.3.

Примерные значения отдельных составляющих внешнего теплового баланса (в процентах) Комбинированные с наддувом:

3. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

3.1. Кинематика кривошипно-шатунного механизма При проведении кинематического исследования кривошипно-шатунного механизма используются уравнения кинематики, полученные для поршневых машин в общем и опубликованные в литературных источниках.

Кинематические исследования проводятся исходя из следующих положений.

1. Рассматривается только центральный (аксиальный, нормальный) кривошипно-шатунный механизм, где ось цилиндра пересекается с осью коленчатого вала (рис. 3.1).

2. Предполагается, что вращение коленчатого вала происходит с постоянной угловой скоростью = const на заданном скоростном режиме работы двигателя.

3. Независимой переменной принимается угол поворота первого кривошипа коленчатого вала (град.) или (рад), отсчитываемый от положения кривошипа первого цилиндра, соответствующего положению поршня в нем в верхней мертвой точке (ВМТ) такта впуска (для четырехтактных двигателей) или ВМТ такта сжатия (для двухтактных двигателей). При этом поворот коленчатого вала (пкв) = 00 или = 0 рад (ГОСТ ДОО 23550 79).

Рис.3.1. Графический способ Брикса построения диаграммы перемещения поршня 4. Основными геометрическими размерами кривошипно-шатунного механизма являются: радиус кривошипа R и длина шатуна L.

5. Характеристикой кривошипно-шатунного механизма двигателя является отношение = R/L, которое для современных автотракторных двигателей лежит в пределах: = R/L = 0,23...0,31.

Конкретные значения для некоторых автомобильных и тракторных двигателей приведены в табл. 3.1.

Значения постоянной кривошипно-шатунного механизма некоторых автотракторных деталей Модель МЗМА-412 ВАЗ-2106 ЗИЛ 130 ЯМЗ-240 КАМАЗ-740 СМД- двигателя При выборе для проектируемого двигателя необходимо руководствоваться следующими соображениями: с точки зрения уменьшения нормальных усилий на стенку цилиндра более длинный шатун (т.е. меньшее значение ) предпочтительнее. Однако с уменьшением значения происходит увеличение высоты и массы шатуна, что приводит к росту сил инерции возвратнопоступательно движущихся масс КШМ. При коротком шатуне возникает опасность задевания шатуна за нижнюю кромку цилиндра, а юбки поршня – за коленчатый вал.

В общих случаях анализа кинематики кривошипно-шатунного механизма принимают = 0,25.

6. Кривошипно-шатунный механизм включает три группы движущихся деталей, различающихся характером своего движения:

а) детали, совершающие вращательное движение кривошип коленчатого вала и т.д.;

б) детали, совершающие прямолинейное движение поршневая группа;

в) детали, совершающие сложное плоско-параллельное движение шатунная группа.

7. В кинематическом исследовании выявляются закономерности изменений по углу поворота кривошипа:

Кинематика кривошипа. Кривошип коленчатого вала совершает простое вращательное движение, для которого справедливы следующие уравнения:

а) угловое перемещение кривошипа 0, п.к.в. или, рад где угловая скорость кривошипа, рад/с; t время поворота кривошипа, б) угловая скорость кривошипа, рад/c где n частота вращения кривошипа, мин ;

в) окружная (линейная) скорость вращения кривошипа, м/c где R радиус кривошипа, м;

г) нормальное центростремительное ускорение кривошипа в м/c Кинематика поршня. Поршень совершает прямолинейное возвратно-поступательное движение, для которого справедливы нижеприводимые уравнения.

1. Перемещение (путь, ход) поршня вычисляют обычно по формуле Используя данное выражение, аналитическим путем определяют значения перемещения поршня от ВМТ до НМТ для ряда промежуточных значений и строят кривую S = f s (). В зависимости от необходимой точности можно строить значения S через каждые 10, 15, 20 или 300.

Перемещение поршня S представляет собой сумму двух гармонических составляющих первого SI и второго SII порядков:

где SI = R(1 cos); SII = R(1 cos2)/4.

Анализ зависимости S = f s () показывает, что она отличается от простого гармонического движения SI = R(1 cos) вследствие конечной длины шатуна. Физически это объясняется тем, что при изменении угла от 00 до шатун одновременно с перемещением к коленчатому валу отклоняется от оси цилиндра, причем оба перемещения шатуна соответствуют движению поршня в одном направлении. Это вызывает увеличение пути поршня на величину R/2, в результате за первую четверть оборота коленчатого вала поршень проходит путь S = R(1 + /2).

При изменении угла от 900 до 1800 наблюдается обратная картина (шатун приближается к оси цилиндра) и второе перемещение шатуна соответствует уже движению поршня в обратном направлении. Все это вызывает уменьшение пути поршня на величину R/2 и за вторую четверть оборота коленчатого вала поршень проходит путь S = R(1 /2). Отсюда следует, что при повороте кривошипа от 00 до 900 поршень проходит больший путь, чем при повороте кривошипа от 900 до 1800, т.е. соизмеримость величин R и L в автотранспортных двигателях являются причиной возникновения гармоник перемещения второго порядка.

Наибольшее отклонение S от закона простого гармонического движения будет иметь место при максимальном значении SII, что наблюдается при = 900 и 2700. В этом случае S max = R /2.

Перемещение поршня S можно определить также графическим путем (способом Брикса). Для этого цент окружности радиуса R = S/2 смещают в сторону НМТ на величину R/2 и находят новый центр О1, из которого через определенные значения 0 (через 15 град. п.к.в.) проводят радиус – вектор до пересечения с окружностью. Проекции точек пересечения на ось цилиндров (линия ВМТ-НМТ) дают искомые положения поршня при данных значениях угла 0 (рис.3.1).

2. Скорость поршня. Уравнение текущей скорости поршня V,м/с2, может быть получено путем дифференцирования уравнения текущего перемещения поршня S по времени:

Текущая скорость поршня V может рассматриваться как алгебраическая сумма гармонических скоростей первого и второго порядка:

где VI = Rsin гармонически изменяющаяся скорость поршня первого порядка, с такой скоростью двигался бы поршень, если бы шатун был бесконечно большой длины; VII = Rsin2 гармонически изменяющаяся скорость поршня второго порядка, возникающая вследствие наличия шатуна конечной длины.

Средняя скорость поршня Vср (м/с) представляет собой классификационный параметр и положена в основу теории подобия движений. В течение одной минуты вал двигателя делает n оборотов, а поршень проходит путь 2S n, потому Этот параметр определяет не только быстроходность двигателя, но и характеризует его конструкцию с точки зрения тепловой и динамической напряженности, а также линейного износа цилиндров. Значения Vср для автотракторных двигателей изменяется в пределах: для современных автомобильных двигателей Vср = 8...15 м/с; для тракторных двигателей Vср = 4... м/с.

Максимальная скорость поршня, (м/с) Положения кривошипа в моменты максимального значения скорости поршня могут быть найдены из зависимости Для значений = 0,2…0,3 соответствующие максимальным скоростям поршня углы имеют значения V max1 = 70…800 и V max 2 = 280…2870.

Кривая изменения скорости в зависимости от угла может быть построена аналитическим или графическим методами.

Графическое построение зависимости V = fv() может быть произведено путем построения двух синусоид - гармоник первого VI и второго VII порядка и алгебраического сложения их координат при одних и тех же значениях 0 (рис.3.2). В интервалах от 00 до 1800 скорость положительна, а в интервале от 1800 до 3600 скорость отрицательна. За положительное направление скорости поршня принимают направление от ВМТ к НМТ.

3. Ускорение поршня. Уравнение текущего ускорения поршня j может быть получено путем дифференцирования уравнения скорости по времени (или второй производной от уравнения перемещения по времени) Текущее ускорение поршня j может рассматриваться как алгебраическая сумма гармоник ускорения первого и второго порядков где j = Rcos; j = Rcos2.

При этом первая составляющая (jI) будет выражать ускорение поршня при бесконечно длинном шатуне, а вторая составляющая (jII) – поправку ускорения на конечную длину шатуна.

Пользуясь уравнением (3.11) определяют значения ускорения поршня для ряда значений угла в интервале от 00 до 3600 и строят кривую j = fj().

Ускорение достигает максимальных значений при положении поршня в ВМТ ( = 00), а минимальные (наибольшие отрицательные) значения его имеют место в НМТ ) и составляют соответственно: jmax = R 2(1 + ), jmin = R 2(1 ). Третье экстремальное (отрицательное) значение ускорения возможно только при > 0,25. Тогда вблизи НТМ при ’=180 ± arccos(1/4 ) появляются еще два экстремума ускорения, равных по величине следующему значению Графическую зависимость j = fj () можно представить, построив косинусоиду гармоники ускорения первого порядка jI = 2Rcos и косинусоиду гармоники ускорения второго порядка jII = 2Rcos2, а затем алгебраически сложить их ординаты при одних и тех же значениях 0 (рис.3.3).

Значения jmax для транспортных двигателей находятся в пределах 5000...10000 м/с2. Для современных легковых автомобилей jmax поршня достигает 22000...36000 м/с2 при частоте вращения коленчатого вала до мин-1.

Диаграмма ускорений j = fj(Sx) может быть построена и другим графическим способом (способ Толле). Данный способ построения (рис.3.4) кривой ускорения поршня в функции от его перемещения можно использовать только для значений от 0 до 0,26.

Определим точки А и В (АВ ход поршня). На перпендикулярах в точках А и В, восстановленных к отрезку АВ, откладываем в масштабе ускорения поршня в ВМТ jВМТ = R2(1 + ) и НМТ jНМТ = R2 (1 ). Получаем точки C и D. Прямая соединяющая точки С и D, пересекает АВ в точке Е. На перпендикуляре к отрезку АВ в точке Е откладываем вниз отрезок ЕК = 3R2. Отрезки CK и KD делим на равное количество частей, и соответствующие точки деления каждого из отрезков соединяются между собой прямыми 11, 22, 33 и т.д.

Шатун кривошипно-шатунного механизма совершает сложное плоскопараллельное движение: переносное-вместе с поршнем и относительное качение вокруг поршневого пальца. Анализ качательного движения шатуна необходим для последующего определения действующих в нем сил.Угловое перемещение шатуна от оси цилиндра определяется из соотношения sin = (R/L)sin = sin, откуда = arcsin(sin). (3.13) Угол считается положительным, если шатун отклоняется от оси цилиндра в сторону вращения кривошипа коленчатого вала от ВМТ. аибольшие углы отклонения шатуна от оси цилиндра max получаются при = 900 и 2700:

По абсолютной величине ( 90 0 ) и ( 270 0 ) равны, что объясняется симметричностью механизма по отношению к оси цилиндра.

Для современных автомобильных и тракторных двигателей mах = 12°...18°.

Угловая скорость вращения шатуна вокруг пальца находится дифференцированием выражения (3.13) где = угловая скорость вращения коленчатого вала.

При положениях поршня в ВМТ и НМТ, т.е. при значениях угла равных 0 и 1800 угловая скорость шатуна принимает экстремальные значения При наибольших отклонениях шатуна от оси цилиндра, т.е. при значениях угла равных 900 и 2700 угловая скорость шатуна становится равной нулю.

Угловое ускорение шатуна находится дифференцированием выражения (3.14) по времени, предполагая, что угловая скорость вращения коленчатого вала постоянна На основании выражения (3.15) можно установить экстремальные (при = 900 и 2700, т.е. когда ш. = ш. min= 0 ) и нулевые ( при = 00 и 1800,т.е.

когда ш. = ш. max) значения углового ускорения шатуна:

Рис. 3.5. Кривые изменения кинематических параметров шатуна При работе двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы от давления газов Fг, силы инерции Fj, центробежные силы Fц и давление на поршень со стороны картера pо (приблизительно равное атмосферному давлению).

Все действующие в двигателе силы воспринимаются полезным сопротивлением на коленчатом валу, силами трения и опорами двигателя.

Силы давления газов. Силы давления газов, действующих на площадь поршня, для упрощения динамического расчета заменяются одной силой, направленной по оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца. Определяется эта сила для каждого момента времени (угла ) по индикаторной диаграмме, построенной на основании теплового расчета (обычно для номинальной мощности и соответствующей ей частоте вращения).

Для динамического расчета двигателя, а также для расчета на прочность его деталей необходимо иметь зависимость Fг = f(), для чего индикаторную диаграмму (рис.2.4.) перестраивают графически в развернутую диаграмму по углу поворота коленчатого вала. Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую выполняется графическим путем по методу профессора Ф.А.

Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой из точки О радиусом R = S/2 проводят полуокружность и откладывают в сторону НМТ поправку Брикса ОО1 = R/2. Затем из точки О1, как из центра, проводят лучи через принятое число градусов (через 15° или 30° п.к.в.) до пересечения с полуокружностью радиуса R. Проецируя полученные точки пересечения на ось V (ось абсцисс), определяют положение поршня, соответствующее данному углу поворота кривошипа. Если проецирующие лучи продолжить до пересечения с контуром индикаторной диаграммы, то отрезки этих лучей, заключенные между осью абсцисс и линиями индикаторной диаграммы, будут выражать в масштабе индикаторной диаграммы абсолютное давление газов в цилиндре двигателя pц при соответствующих углах поворота кривошипа, а отрезок между линией pо и индикаторной диаграммой избыточное давление pг над поршнем двигателя где pо давление в картере, принимаемое обычно равным давлению окружающей среды, МПа.

Построение развернутой индикаторной диаграммы обычно начинают от ВМТ в процессе хода впуска. За горизонтальную ось диаграммы принимают продолжение линии атмосферного давления pо, от которой вертикально откладывают значения pг. Следовательно, давления в цилиндре двигателя, меньше атмосферных, на развернутой диаграмме будут отрицательными.

Сила давления газов на поршень, действующая по оси цилиндра,MH Силы давления газов, направленные к оси коленчатого вала, считаются положительными, а от коленчатого вала отрицательными.

Для определения газовых сил Fг по развернутой диаграмме давлений pг необходимо пересчитать масштаб. Если кривая Fг построена в масштабе давления p МПа в мм, то масштаб этой же кривой для газовых сил Fг будет Мр = p Aп MH в мм.

Рис.3.6. Построение развёрнутой индикоторной диаграммы в координатах pСилы инерции в кривошипно-шатунном механизме. В зависимости от характера движения силы инерции масс кривошипно-шатунного механизма можно разделить на три группы:

1) силы инерции масс, движущихся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна);

2) силы инерции вращающихся масс (коленчатый вал и нижняя головка шатуна);

3) силы инерции масс, совершающих сложное плоскопараллельное движение (стержень шатуна).

Для определения величины этих сил необходимо предварительно найти соответствующие массы.

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма. Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс, т.е. действительные массы движущихся деталей КШМ заменяют приведенными массами, сосредоточенными в характерных точках КШМ, законы движения которых известны. Динамическое действие этих масс должно быть эквивалентно действию реальных деталей. За характерные точки КШМ принимают центры поршневого пальца и шатунной шейки и точку на оси коленчатого вала. Условием приведения является равенство центробежных сил инерции действительной неуравновешенной массы и приведенной массы.

Все движущиеся детали КШМ по характеру их движения можно разделить на три группы (рис.3.7).

1. Детали, совершающие прямолинейное возвратно-поступательное движение. К этим деталям относится поршень, поршневые кольца, поршневой палец с деталями крепления, которые все объединяются в одну поршневую группу с массой mп. Приведенную массу поршневой группы mп считают сосредоточенной на оси поршневого пальца.

Рис.3.7. Система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная кривошипношатунному механизму а) привидённая система кривошипно-шатунного механизма б) привидение масс кривошипа 2. Детали, совершающие вращательное движение. К ним относится кривошип, состоящий из совокупности двух половин коренной шейки, двух щек и шатунной шейки.

Масса коренной шейки с частью щек mкщ, расположенных симметрично относительно оси вращения, является уравновешенной, их центробежные силы инерции равны нулю. Центр масс шатунной шейки с прилежащими частями щек mшш расположен на ее оси, отстоящей от оси коленчатого вала на расстоянии Ru приведения этой массы не требуется. Тогда выражение, определяющее центробежную силу: Fц.шш = mшш R2. Аналогично по известной массе mщ средний части щеки по контуру abcd и расстоянию от оси коленчатого вала до центра ее масс щ определяется центробежная сила щеки Fц.щ = mщ щ 2.

В эквивалентной модели кривошип заменяют приведенной массой mк, отстоящей от оси вращения вала на расстоянии R. Величину массы mк определяют из условия равенства центробежной силы Fц,создаваемой самой этой массой сумме центробежных сил масс элементов кривошипа:

откуда получим где mшш масса шатунной шейки прилегающими частями щек; mщ масса средней части щеки по контуру a b c d, имеющий центр тяжести на радиусе от оси вала.

В современных короткоходных двигателях величина mщ мала по сравнению с mшш и ею можно в большинстве случаев пренебречь. При расчетах mшш и в необходимых случаях mщ определяют, исходя из размеров кривошипа и плотности материала коленчатого вала.

3. Детали, совершающие сложное плоскопараллельное движение. Сюда относится шатун с вкладышами и болтами нижней головки, и втулкой верхней головки, т.е. вся шатунная группа с массой mш. Массу шатунной группы mш заменяют двумя массами:

массой mшп, сосредоточенной на оси поршневого пальца и совершающей возвратно-поступательное движение совместно с массой mп;

массой mшк, сосредоточенной на оси шатунной шейки и совершающей вращательное движение совместно с массой mк.

Величины этих масс (кг), с учетом условия неизменности положения центра масс составляют:

где L длина шатуна; lшк расстояние от центра кривошипной головки оси шатунной шейки до центра тяжести шатуна; lшп расстояние от центра поршневой головки до центра тяжести шатуна.

Для большинства существующих конструкций автомобильных и тракторных двигателей Для карбюраторных быстроходных двигателей обычно принимают меньшую долю массы шатуна, отнесенную к верхней головке, т.е. mшп = (1/5...1/4) mш, тогда mшк = (4/5...3/4) mш, а для дизелей большую, т.е. mшп = (1/4...1/3) mш и mшк = (3/4...2/3) mш.

При расчетах можно принимать средние значения Таким образом, весь кривошипно-шатунный механизм приближенно заменяется системой двух сосредоточенных масс, массы, совершающей возвратно-поступательное движение, и массы, совершающей вращательное движение вокруг оси коленчатого вала В V-образных двигателях со сдвоенным кривошипно-шатунным механизмом mR = mк + 2mш.к.. При выполнение динамического расчета проектируемого двигателя массы mп и mш принимают по прототипу или подсчитывают по чертежам. Для приближенного определения значений масс mп, mш, mк можно использовать конструктивные массы mп, mш и mк, отнесенные к единице площади поршня An (табл. 3.3).

Конструктивные массы основных элементов кривошипного механизма Поршневая группа (mп= mп/Aп):

поршень из алюминиевого сплава 3. лена вала без противовесов (mк = чугунный литой вал с полыми щеками Примечание: Большие значения m соответствуют двигателям с большим диаметром цилиндра. V-образным двигателям с двумя шатунами на шейке соответствуют большие mк.

Силы инерции движущихся масс КШМ сводятся к силам (см. рис. 3.8).

1. Силе инерции Fj от возвратно-поступательно движущихся масс КШМ;

2. Центробежной силе инерции Fц от неуравновешенных вращающихся масс КШМ.

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс Fj:

Знак минус показывает, что сила инерции направлена в сторону, противоположную ускорению. Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс действует по оси цилиндра и без специальных конструктивных мер часто не уравновешивается и может передаваться непосредственно на опоры двигателя. Сила Fj может быть представлена в виде суммы сил инерции первого и второго порядка, изменяющихся по гармоническому закону:

Fj = FjI + FJII = mj R2 cos + (mj R2 cos2 ) Такое искусственное разделение Fj на Fj1 и Fj2 необходимо в целях практического уравновешевания двигателя.

Периодом изменения силы Fj1 является один оборот коленчатого вала, а силы Fj2- пол оборота коленчатого вала. Графическое построение зависимости Fj = fPj() может быть произведено путем, аналогичным построению графика ускорения поршня J = fj(),при этом нужно лишь учесть обратное направление силы инерции по отношению к ускорению поршня.

пользуются следующим правилом знаков: если силы действуют по направлению к оси ко- FГ ленчатого вала, то она считается положительной, если от Центробежная сила инерции неуравновешенных вращаю- Рис.3.8. Схема сил действующих в КШМ, одноS щихся масс. Центробежная си- цилиндрового двигателя ла инерции Fц.j всегда действует вдоль радиуса кривошипа от оси вращения, она постоянна по величине (при = const ) и направлена от оси коленчатого вала где = 2 R центростремительное ускорение.

Сила Fц.j является результирующей двух сил:

сил инерци вращающихся масс шатуна и силы инерции приведенной массы колена кривошипа mk Сила Fц.ш приложена к нижней головки шатуна, сила Fj.к к кривошипу, в связи с этим Fц.ш нагружает как шатунные, так и коренные вкладыши, а Fj.к только коренные.

Правило знаков. Для сил, действующих вдоль радиуса кривошипа, придается положительный знак, если они сжимают щеку, и отрицательный, если растягивают. Следовательно, центробежные силы инерции будут всегда иметь отрицательный знак.

Суммарные силы и моменты действующие в КШМ. На поршень действует суммарная сила F, представляющая собой векторную сумму сил избыточного давления газов Fг и силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс Fj:

Сила F может быть разложена на две составляющие (рис. 3.7.): силу S, H, направленную по оси шатуна, и силу N (кH), перпендикулярную к оси цилиндра, т.е.

Сила N воспринимается боковой поверхностью стенки цилиндра и прижимает поршень к стенке. Она вызывает износ поршня и цилиндра, а также создает так называемый опрокидывающий момент Топр. оположное направлению вращения коленчатого вала двигателя. Сила N считается положительной, если создаваемый ею момент имеет направление, противоположное направлению вращения коленчатого вала двигателя. Сила S сжимает или растягивает (в зависимости от знака) шатун и далее передается кривошипу коленчатого вала. Силу S принимают положительной, если она сжимает шатун, и отрицательной, если его растягивает.

Эту силу можно перенести по линии ее действия в центр кривошипа шатунной шейки и разложить на две составляющие: радиальную силу FR, направленную вдоль радиуса кривошипа, и тангенциальную силу F, направленную по касательной к окружности радиуса кривошипа, т.е.

делены графическим путем. Графическое определение этих сил производится следующим образом (рис.3.9).

Рис. 3.9. Графическое определение величин радиальной и тангенциальной сил данному положению кривошипа. Из конца вектора силы F (точка С) опускается перпендикуляр на ось цилиндра. Отрезок СD будет выражать в принятом масштабе тангенциальную силу Из конца вектора силы F опускается перпендикуляр на ось стержня шатуна, а из центра шатунной шейки (точка В) проводится прямая, параллельная оси цилиндра. На пересечении данной прямой с отрезком СE получается точка Н. Отрезок ВН будет выражать в принятом масштабе искомое значение радиальной силы FR:

Если двигатель четырехтактный, то силы F и Fr определяются за два оборота коленчатого вала, если двухтактный, то за один. Тангенциальная сила F является той силой, которая создаёт на валу двигателя индикаторный крутящий момент, выражающий уравнен Таким образом, кривая изменения силы F = f ( ) является также кривой изменения Te одного цилиндра, но в масштабе М = P R Нм в мм.

Необходимые для определения сил N, FR и F значения тригонометрических функций tg, cos( + ) / cos и sin( + ) / cos в зависимости от угла поворота кривошипа и принятой в ходе компоновки двигателя величины = R / L определяются по таблицам приводимым в справочной и учебной литературе.

По данным, полученным в результате решения этих уравнений, строят кривые изменения полных сил S, N, FR и F (рис. 3.10).

Обычно силы Fr и F j, а также силы N, S, FR и F относят к единице площади поршня. Это значительно сокращает вычислительную работу и позволяет сравнивать динамическую напряженность двигателей различных типов и размеров. В этом случае удельные суммарные силы p, МПа определяют путем сложения избыточного давления Рис.3.10. Построение сил S, N, FR и F по углу ние от удельных сил инерции p j Для значения от 0 до 0,26 можно использовать другой способ графического построения силы p. При этом под свернутой индикаторной диаграммой строят бицентровую диаграмму Брикса (кривая В), рис.3.11. Затем на линии атмосферного давления p 0, как на нулевой линии, строят по способу Толле кривую удельных сил инерции (кривая б), повернутую вокруг оси на 1800. При этом расстояние по вертикали от линии давления газов в цилиндре p Г до линии удельных сил инерции p j представляет собой суммарную удельную силу p в масштабе диаграммы. Далее строят развернутую кривую Суммарная удельная сила p положительна, если кривая сил давления газов в цилиндре p Г выше кривой удельных сил инерции p j и, наоборот, если Рис.3.11. Совмешение диаграммы: индикаторная (а), сил p, p j, p N, p K и pT в заинерции Fj (б), и бицентровая диаграмма Брикса (в) ла поворота коленчатого вала. Определение суммарной удельной тангенциальной силы pT всего двигателя можно произвести следующим образом. Так как величина и характер изменения удельных тангенциальных сил по углу поворота коленчатого вала всех цилиндров двигателя одинаковы и отличаются лишь угловыми интервалами, равными угловым интервалам между вспышками в отдельных цилиндрах ( 0 = 180 i, где тактность двигателя, i число цилиндров), то диаграмму суммарной удельной тангенциальной силы pT строят путем графического суммирования кривых pT для отдельных цилиндров.

Результаты динамического расчёта двигателя При суммировании кривую силы pT для одного цилиндра за цикл делят для двигателя с равномерным чередованием вспышек на i частей. Полученные отрезки кривой сдвигаются на участок диаграммы, длина которого равна периоду 0 изменения силы pT, где 0 = 720 i для четырехтактных и 0 = 360 i для двухтактных двигателей, и затем ординаты сдвинутых отрезков кривых складывают. Средняя удельная тангенциальная сила pT.ср находится планиметрированием площадей, расположенных между кривой pT и осью координат, и делением этих площадей на соответствующие отрезки оси абсцисс (оси ), т.е. длине l Правильность расчета значения pT.ср двигателя можно проверить на основании известной зависимости где Pi индикаторная мощность двигателя, кВт; n частота вращения коленчатого вала, мин –1; R радиус кривошипа, м.

Кроме того, используя баланс работ, легко получить соотношения между средней тангенциальной силой F.ср, средним индикаторным давлением pi в цилиндре двигателя и числом цилиндров i.

Для четырехтактного двигателя с центральным КШМ ( S = 2 R), работа давления газов за цикл ( pi An S i) приравнивается к работе тангенциальной силы за два оборота вала (4R), т.е.

Аналогично для двухтактного двигателя Следует отметить, что кривая изменения pT в зависимости от является также и кривой изменения крутящего момента одного цилиндра Tкр.ц, но в масштабе М = р AП R, Нм в мм. В качестве примера на рис.3.12 представлена схема построения кривой суммарного крутящего момента четырехтактного четырехцилиндрового рядного двигателя с порядком работы 13421. Последовательными одноименными процессами (тактами) составит 0 = 720 / i = 720 / 4 = 180 0. Тогда с учетом порядка работы угловой сдвиг крутящего момента между первым и третьим цилиндрами составит 1800, между первым и четвертым 3600, а между первым и вторым –5400.

Рис. 3.12. Построение графика суммарного индикаторного момента многоцилиндрового двигателя при равномерном чередовании процессов : а) исходный график крутящего момента, развиваемого одним цилиндром; б) построение графика суммарного момента Суммируя ординаты полученных кривых Ti каждого цилиндра можно получить диаграмму суммарного крутящего момента.

При неравномерном чередовании вспышек (рис.3.13), что характерно для некоторых автотракторных двигателей (например, V-образный шестицилиндровый двигатель с углом развала цилиндров 900 и тремя кривошипами под углом 1200) методика построения графика суммарного крутящего момента Рис. 3.13. Варианты чередования вспыу ЯМЗ-236 углы 1 = 900 ; 2 = 1500).

шек (тактов) в шестицилиндровом Vобразном двигателе (ЯМЗ-236).

При этом период изменения суммарного крутящего момента двигателя Н удлиняется вдвое (по сравнению с двигателем, имеющим равномерное чере дование вспышек) : Н = 2. График суммарного крутящего моi мента можно построить следующим образом ( в качестве примера взят шестицилиндровый V-образный двигатель). Исходный график крутящего момента для одного цилиндра двигателя сначала делится по длине на i / 2 равных частей, и полученные участки кривой переносятся на новую координатную сетку длиной, равной по оси абсцисс (оси ) периоду H (рис. 3.14). Перенос производится так же, как это делается, в случае равномерного чередования процессов. Далее, складывая ординаты сдвинутых участков кривых, получаT рых чередования вспышек через H (первый, второй и третий цилиндры).

Кривая суммарных крутящих моментов остальных i / 2 цилиндров TKP, (четвертый, пятый и шестой цилиндры) аналогична ранее рассмотренной по построению, форме и периоду. Для определения суммарного крутящего моT мента двигателя ось ординат (ось TKP ) одного из графиков суммарного другого графика ( TKP ) вправо на угол 1 или в влево на угол 2 ( на рис.3. показан перенос оси ординат на угол 1 вправо). Отсеченная новой осью орT измененного графиков суммируются. Суммирование значений крутяK щих моментов TKP.i многоцилиндрового двигателя с равномерным чередованием одноименных процессов в пределах интервала между вспышками (с неравномерным чередованием – в пределах двух соседних вспышек ) производится табличным методом через каждые 100 или 150 угла поворота коленчаn в мм) и (град. в мм). Среднее значение суммарного крутящего момента TKP.CP для всех цилиндров (рис.3.12) определяется графоаналитическим способом по площади, заключенной между кривой TKP.i и линией ОА:

Рис.3.14. Построение графика суммарного индикаторного момента многоцилиндрового двигателя при неравномерном чередовании процессов: a - график крутящего момента, развиваемого одним цилиндром; б - построение кривых суммарных крутящих моментов i / 2 цилиндров; в - график суммарного крутящего момента.

где A1 и A2 соответственно положительная и отрицательная площади, заключенные между кривой TKP и линией ОА, мм2, ( при i 6 в большенстве случаев A2 =0); м масштаб моментов, МНм в мм; li длина графика суммарного крутящего момента в пределах одного периода (интервала между вспышками), мм.

Ввиду того, что при построении диаграммы крутящего момента двигателя не учитывались трение и затраты на приведение в действие вспомогательных механизмов, действительный эффективный крутящий момент Te, снимаемый с коленчатого вала, меньше полученного среднего суммарного крутящего момента и определяется уравнением где м механический КПД двигателя.

Значение среднего эффективного крутящего момента двигателя, определенное изложенным способом, сопоставляется со значением Tep полученного из теплового расчета по формуле 2.81. Погрешность определения Te графоаналитическим методом не должна превышать ± 5%.

Векторная (полярная) диаграмма нагрузок на шатунную шейку. Векторная диаграмма даёт представление о величине и зонах нагружения шатунных шеек и подшипников по их рабочим поверхностям. Шатунная шейка нагружается силой S, передаваемой шатуном от верхней головки шатуна и центробежной силой Fцш. Для удобства расчетов в начале определяют значение, составляющих силы S сил F и FR (рис.3.15) в зависимости от угла поворота кривошипа через каждые 20, 300 и по данным расчета строят диаграмму в координатах F и FR. При построении предполагают, что координатные оси будущей диаграммы жестко закреплены на шатунной шейке работающего двигателя, при этом пересечения осей совпадают с центром шейки, плоскость осей перпендикулярна оси шейки. Также считают, что ось шатунной шейки неподвижна, а цилиндр вращается вокруг оси шатунной шейки в обратную сторону со скоростью, равной угловой скорости коленчатого вала, поэтому отсчет точек ведут против часовой стрелки. При построении диаграмм принимают, что ось ординат направлена по радиусу кривошипа, а радиальные силы FR, откладываемые на него в масштабе сил F, считаются положительными, если направлены от оси шатунной шейки к оси коленчатого вала (по оси ординат вниз); ось абсцисс направлена под прямым углом к радиусу кривошипа, а тангенциальные (касательные) силы F, откладываемые на ней в том же масштабе F, считаются положительными, если они создают положительный крутящий момент (по оси абсцисс вправо).

Так как сила S = F 2 + FR 2, то откладывая в прямоугольных координатах с полюсом О (рис.3.15) значения слагающих F и FR для различных углов поворота кривошипа, получаем соответствующие им точки конца вектора S i, рядом с которыми подписывают соответствующие значения i. Полученные точки 1, 2 и т.д. последовательно, в порядке нарастания углов, соединяют плавной кривой, которая представляет собой полярную диаграмму силы S с полюсом в точке О. Построенная таким образом полярная диаграмма не учитывает нагрузку на шатунную шейку кривошипа центробежной силой от массы нижней головки шатуна. Для получения полного представления о нагрузки на шатунную шейку в том же масштабе, как и для сил F и FR, достаточно в полученной полярной диаграмме S полюс О переместить по вертикали вниз на величину вектора Fц.ш = mш.к. R 2 в точку Ош (полюс полярной диаграммы).

Рис. 3.15. Построение векторной диаграммы нагрузки на шатунную шейку.

Радиус-вектор Rш.ш., взятый из нового начала координат Ош до любой точки на кривой, будет давать в масштабе нагрузку на поверхность шатунной шейки, соответствующей данному углу поворота, и определяет результирующую силу, действующую на шатунную шейку.

Проекция на ось ординат любого вектора Rш.ш. полярной диаграммы дает значение силы Fш.ш = FR + Fц.ш, воздействующей на шатунную шейку и направленной по радиусу кривошипа, а проекция на ось абсцисс соответственно выражает величину силы F. Аналитически результирующая сила Rш.ш. определяется по формуле:

а ее направление относительно кривошипа определяется углом Пользуясь полярной диаграммой нагрузки на шатунную шейку, можно найти результирующую силу RК. Ш, действующую на колено вала и вызывающую изгиб шатунной шейки. Для этого по вертикали от полюса Ош (рис.3.16) вниз откладывают величину центробежной силы Fц.k = mk R ( m k приведенная масса всего кривошипа) и находят новый полюс Ок, при этом диаграмма превращается в полярную диаграмму результирующей силы, воздействующей на колено:

Если в КШМ имеются противовесы, которые чаще всего применяют для разгрузки коренных шеек коленчатого вала, то они должны быть учтены при определении силы F.

Рис. 3.16. Силы, действующие на шатунную шейку и колено вала: а) рядный двигатель;

В двухрядных (V-образных) двигателях на каждую шатунную шейку вала передаются силы от двух шатунов. В этом случае, при построении полярной диаграммы, нагрузки на шатунную шейку вала для каждого значения угла поворота коленчатого вала необходимо отложить в масштабе сил в описанных координатных осях, составляющие векторы суммарных величин F и Fr, и определить суммарную силу S = F + Fr. При этом суммарных силы F и Fr определяют табличным способом с учетом угла развала, порядка работы цилиндров и формы коленчатого вала двигателя где F л, F п, FR л, FR п тангенциальные и радиальные силы, передающиеся соответственно от левого и правого шатунов, кН.

Далее сложением суммарной силы S с центробежной силой Fц.ш определяют условную силу Rшш, действующую на шатунную шейку сдвоенного кривошипного механизма. При этом силу Rшш определяют без учета смещения шатунов (расстояние между осями шатунов одной шейки). Центробежная сила Fцш равна:

где F jш. л, F jш.п силы инерции вращающихся масс левого и правого шатунов.

Для V-образных двигателей, у которых два одинаковых шатуна расположены рядом на одной шейке (mш.к. л = mш.к.п ), Как и у однорядного двигателя, для получения диаграммы Rшш необходимо перенести полюс полярной диаграммы сил S (т.О) по оси ординат (в сторону уменьшения газовых нагрузок) на величину центробежной силы Fц.ш в точку Ош.

Результирующая сила Rкш, действующая на колена вала, определяется как геометрическая сумма двух сил: условной силы Rшш и центробежной силы инерции масс кривошипа Fц.k т.е. Rk.ш. = Rш.ш. + Fц.k. Эта сила воспринимается двумя коренными опорами. Полярная диаграмма нагрузок на колено вала Vобразного двигателя строится также, как и для рядных двигателей.

Развернутая диаграмма нагрузки, действующей на шатунную шейку. Для проведения теплового расчета подшипника, для подбора материала его, а также для суждения о возможности выдавливания смазки и об износостойкости шатунной шейки и подшипника, необходимо знать максимальное и среднее значение равнодействующей всех усилий, нагружающих шейку.

С этой целью перестраивают полярную диаграмму сил Rшш в прямоугольные координаты и Rшш, (рис.3.17). При построении диаграммы все значения Rшш считаются положительными. По этой диаграмме планиметрированием или иным способом определяют площадь, заключенную между кривой, описывающей характер нагрузки на шейку, и ось, а затем – среднее значение силы на шатунную шейку Rшш ср :

где A площадь диаграммы, ограниченной осью абсцисс, двумя крайними ординатами и кривой Rшш = f ( ), мм2; L длина диаграммы, мм; R масштаб усилия Rшш [кН/мм].

для некоторых V-образных двигателей qш.ш. max = 18…28 МПа; для дизелей qш.ш. max = 20…35 МПа. Тогда среднее удельное давление на шейку вала q ш.ш.ср, МПа:

диаметр шатунной шейки, м; ш.ш длина рабочей части шатунного подшипника (вкладыша), м.

Наибольшее давление на шатунную шейку Для современных автотракторных двигателей наибольшее давление на шатунную шейку имеет следующие значения:

для карбюраторных двигателей qш.ш. max = 10…15 МПа;

Диаграмма износа шеек коленчатого вала. Пользуясь полярной диаграммой можно построить диаграмму износа шейки, дающую некоторое представление о характере износа в предположении, что износ шейки пропорционален нагружающим ее силам. Этот способ основан на допущении, что дей ствие силы, нагружающей в данный момент шейку, распространяется по ее поверхности в обе стороны от точки приложения силы на 600.

Рис.3.17. Векторная и развернутая диаграммы нагрузки на шатунную шейку кривошипа Диаграм му износа шатунной шейки строят следующим образом. Из центра Ош (рис.3.18) произвольным радиусом r изображаем окружность, представляющую собой в соответствующем масштабе окружность шейки. К этой окружности прикладывают векторы усилия Rшш, переносимые с полярной диаграммы в сектор А/ Ош Б/, образуемый предельными касательными АА/ и ББ/ к полярной диаграмме (рис.3.17). Эти касательные, проведенные из полюса Ош, определяют на окружности шейки условные границы силового воздействия (рис.3.18.а).

Поочередно под углом 600 к направлению каждого усилия в обе стороны проводят внутри окружности кольцевые полосы, высота которых пропорциональна величине соответствующего усилия. Постепенно наращиваемая суммарная площадь этих полос в итоге представит собой диаграмму износа (рис.3.18 б).

Рис.3.18. Диаграмма износа шатунной шейки, построенная дуговыми плоскостями:

Далее составляют таблицу распределения величины векторов силы Rш.шi по луРис.3.19. Диаграмма износа шатун- чам (табл.3.5), и вписывают в графу кажной шейки, построенная по точкам дого луча величины векторов Rш.шi, находящихся в пределах сектора, ограниченного линиями под углом 600 в обе стороны данного луча.

Определив для каждого луча результирующие силы Rш.шi = ( Rш.ш ) i, откладывают их соответственно на каждом луче в выбранном масштабе от окружности к центру. Концы отрезков соединяют плавной кривой характеризующей износ шейки. Перенося на диаграмму износа ограничительные касательные к полярной диаграмме АА/ и ББ/ и проведя от них под углом 600 лучи ОшN и ОшM, определяют граничные точки N и M кривой износа шатунной шейки, между которыми обычно располагается место наименьших давлений на нее, где должно находится отверстие для подвода масла к шатунному подшипнику. Диаграмму предполагаемого износа шатунной шейки Vобразного двигателя при расположенных рядом шатунах следует строить отдельно для левой и правой половин шатунной шейки. Диаграмма износа коренной шейки строят аналогично.

Уравновешивание двигателей. Силы, возникающие при работе автомобильных и тракторных двигателей, можно разделить на два вида: уравновешенные и неуравновешенные.

Двигатель называется уравновешенным, если при установившемся режиме работы силы и моменты, действующие на опоры, постоянны по величине и направлению.

Полностью поршневой двигатель уравновешенным быть не может вследствие неравномерности крутящего момента, вызывающего периодическое изменение нагрузки на опоры. Поэтому решение вопроса уравновешения двигателя сводится к уравновешиванию лишь наиболее значительных сил и их моментов. Математически условия полной уравновешенности многоцилиндровых двигателей можно записать в следующем виде:

1) результирующие силы инерции первого порядка и их моменты равны нулю;

2) результирующие силы инерции второго порядка и их моменты равны нулю;

3) результирующие центробежные силы инерции вращающихся масс и их моменты равны нулю;

Практически уравновешивание сил инерции первого и второго порядка достигается путем выбора определенного числа цилиндров, их расположением и выбором соответствующей схемы коленчатого вала, а также установкой противовесов. Так, например, в шести и восьми цилиндровых рядных двигателях полностью уравновешены силы F jI и F jII и моменты от них.

Центробежные силы инерции вращающихся масс практически полностью уравновешиваются за счет установки противовесов на коленчатом валу.

Анализ уравновешенности различных двигателей рассмотрен в соответствующей литературе.

3.4. Неравномерность хода двигателя и расчет маховика Крутящий момент двигателя уравновешивается суммарным моментом внешнего сопротивления и моментом сил инерций неравномерно движущихся масс:

где М соп р момент сопротивления, учитывающий момент от силы трения в самом двигателя, и момент, затрачиваемый на привод вспомогательных механизмов, Нм; J 0 момент инерции всех движущихся масс двигателя и потребителя мощности, приведенного к оси вала двигателя, кгм2; d / dt угловое ускорение коленчатого вала, рад/с2.

При установившемся движении J 0 = 0, тогда М сопр = Tкр.ср. Из рис.3. видно, что линия Tкр.ср пересекает кривую крутящего момента Tкр., а заштрихованная площадь A1, заключенная между кривой крутящего момента и прямой момента сопротивления, и выражает положительную (избыточную) работу Wизб крутящего момента за время поворота вала на угол от 1 до 2 ;

при этом увеличивается кинетическая энергия вращающихся масс, подвергающихся разгону.

При последующем повороте вала на угол от 2 до 3 площадь представляет собой избыточную работу момента сопротивления, которая должна быть совершена за счет кинетической энергии, приобретенной в предыдущий период вращающимися массами, при одновременном уменьшении угловой скорости да значения, соответствующего момента с прямой момента сопротивления.

Величина избыточной работы Wизб за время поворота коленчатого вала на угол 2 1 может быть найдена как произведение площади A1 на масштаб где A1 площадь над прямой TКр.с р., мм ; м масштаб момента, Нм/мм;

масштаб угла поворота коленчатого вала, рад/мм.

где l - длина диаграммы (отрезок 3-5), мм Рис.3.20. Изменение крутящего момента и угловой скорости вращения коленчатого вала при установившемся режиме работы четырехтактного двигателя Избыточную работу крутящего момента можно выразить следующей формулой:

где средняя угловая скорость, где коэффициент неравномерности хода двигателя для автомобильных двигателей для тракторных двигателей При расчете вновь проектируемого двигателя, задаваясь коэффициентом неравномерности, можно определить из формулы (3.54) приведенный момент инерции движущихся масс двигателя:

При определении Wизб для многоцилиндрового двигателя необходимо исходить из тангенциальной диаграммы, полученной суммированием диаграмм отдельных цилиндров (рис.3.12).

Для ориентирования при расчете вновь проектируемого ДВС в табл. 3. приведены конкретные значения величин приведенного момента инерции J для некоторых автотракторных двигателей:

Для автомобильных двигателей приведенный момент инерции J0 проверяется на трогание автомобиля с места по формуле:

где коэффициент запаса сцепления = (1,2...1,7); Uк передаточное число передачи (в коробке), на которой осуществляется трогание с места; n частота вращения коленчатого вала до включения сцепления, необходимое для трогания автомобиля с места без остановки двигателя, мин-1; n2 минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала, при котором сцепление включено (буксование сцепления окончилось) и автомобиль движется на первой передаче; Ja момент инерции, учитывающий влияние всей поступательно движущейся массы автомобиля, кгм2.

Для двигателей легковых автомобилей отношение n2 / n1 можно принимать равным 0,05...0,12; для двигателей грузовых автомобилей 0,15...0,40.

Для приближенных расчетов момент инерции Ja где ma полная масса автомобиля, кг; rк радиус колеса автомобиля с учетом деформации шины, м; U0 передаточное число главной передачи.

Маховик тракторного двигателя рассчитывают для наиболее тяжелого случая – разгона трактора с прицепом, соответствующего работе двигателя с полной нагрузкой, поэтому полученный приведенный момент инерциии J всех движущихся масс двигателя желательно проверить на трогание трактора с прицепом с места на высшей передаче по формуле.

где n 2 частота вращения коленчатого вала в момент окончания буксования муфты сцепления, мин-1; n х.х частота вращения коленчатого вала при работе двигателя на холостом ходу, мин-1; коэффициент запаса сцепления;

для тракторных двигателей =1,5…2,5; коэффициент, учитывающий немгновенность включения муфты сцепления; = 1,1…1,4; Jп.max – максимально возможный приведенный момент инерции ведомой части машиннотракторного агрегата, кг м 2.

Значение Jп.max приближенно можно определить из выражения где mт – масса трактора, кг; mсх.max – максимально возможная масса прицепа (сельскохозяйственного агрегата), кг; rk – радиус качения ведущего колеса или ведущей звездочки, м; U – полное передаточное число трансмиссии при работе трактора на высшей передаче.

Для тракторных двигателей отношение n2/nx.x принимают равным 0,5…0,7.

Определив величину Jо, можно в приближении найти момент инерции маховика Jм, маховой момент m m Dcр, основные размеры маховика и максимальную окружную скорость Vм на внешнем диаметре DM.

Момент Для расчета можно принять, что момент инерции маховика со сцеплением для тракторных двигателей приближенно составляют 75…90% от момента инерции J0 двигателя, а автомобильного – 80-90%.

Момент инерции маховика для автомобильных двигателей можно также приближенно определить по формуле:

где безразмерный момент инерции маховика ( = 200...350); Те эффективный крутящий момент двигателя на режиме номинальной мощности при номинальной частоте вращения nном, которой соответствует угловая скорость коленчатого вала ном.



Pages:     || 2 | 3 |
Похожие работы:

«В.И.ОВЧАРЕНКО КЛАССИЧЕСКИЙ И СОВРЕМЕННЫЙ ПСИХОАНАЛИЗ Программы курсов и спецкурсов (Электронная версия) А АНТОЛОГИЯ МИРОВОГО ПСИХОАНАЛИЗА УДК 159.9 ББК 88.8 О 35 Овчаренко Виктор Иванович О 35 Классический и современный психоанализ. Программы курсов и спецкурсов. М.: Академический проект, 2000. – 622 с. (Электронная версия с изменениями и дополнениями – 550 с.) ISBN 5-8291-0033-9 Первая в России представительная публикация программ различных учебных курсов и спецкурсов по классическому и...»

«Информация об учебных программах и их учебно-методическом обеспечении по предмету Предмет Ф.И.О. учителя Программа Основной учебник Методическое Дидактичес Дополни п.п (издание) сопровождение кое тельная обеспечение литература Лукашик В.И. Авторская Физика 7-9 классы Справочник по Физика 1 сборник вопросов программа Е.М. Е.М. Гутник, А.В. физике и и задач по физике. Гутник, А.В. Перышкин, М.: технике. 7-9 кл. – М.: Перышкин, М.: Дрофа, 2010 Пособие для Просвещение, Дрофа, 2010 учащихся. М.,...»

«КАЗАХСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ З.Т. ТАСТАНОВА ИСТОРИЯ РЕЛИГИЙ КАЗАХСТАНА Учебное пособие Алматы, 2012 ББК 378.147 Рецензент: Торланбаева К.У., д.и.н., доцент кафедры Международные отношения и регионоведение Университета Туран. Тастанова З.Т. История религий Казахстана. //Учебное пособие. г.Алматы, КазНАУ, изд. Айтмар, 2012. – 120 стр. ISBN 978-601-241-305-2 Данное учебное пособие имеет цель привлечь внимание читателя к конфессиональным проблемам, а также дать понятие о религиях в...»

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования ШУЙСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПЕДАГОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра теории и методики физической культуры и спорта УЧЕБНО-МЕТОДИЧЕСКИЙ КОМПЛЕКС по дисциплине специализации МЕТОДИКА ФИЗИЧЕСКОГО ВОСПИТАНИЯ ДОШКОЛЬНИКОВ для специальности 050720.65 - Физическая культура со специализацией Физическое воспитание в дошкольных учреждениях Составитель:...»

«Козлова М.А. | Познание – покорение – уничтожение: ценностный компонент в преподавании. ПОЗНАНИЕ – ПОКОРЕНИЕ – УНИЧТОЖЕНИЕ: ЦЕННОСТНЫЙ КОМПОНЕНТ В ПРЕПОДАВАНИИ ЕСТЕСТВОЗНАНИЯ В НАЧАЛЬНОЙ ШКОЛЕ В СОВЕТСКИЙ ПЕРИОД1 COGNITION – CONQUEST – DESTRUCTION: VALUES IN TEACHING ELEMENTARY SCHOOL NATURAL SCIENCE IN THE SOVIET PERIOD Козлова М.А. Kozlova M.A. Доцент кафедры общей социологии НИУ Associate Professor at the Department of Высшая школа экономики, кандидат General Sociology of the Higher School...»

«1 Автор-составитель Курдюкова Наталья Анатольевна, кандидат психологических наук, доцент. Программа предназначена для подготовки к сдаче вступительного экзамена в аспирантуру по специальности 19.00.05. Программа включает в себя требования к уровню подготовки кандидатов для поступления, определяет содержание дидактических блоков, выносимых на экзамен, содержит примерные вопросы, выносимые на экзамен, критерии оценки ответа экзаменующегося, список рекомендованной для подготовки к экзамену...»

«МОСКОВСКАЯ АКАДЕМИЯ ТУРИСТСКОГО И ГОСТИНИЧНО-РЕСТОРАННОГО БИЗНЕСА Под редакцией И.А. Рябовой, Ю.В. Забаева, Е.Л. Драчёвой Допущено Учебно-методическим объединением по образованию в области производственного менеджмента в качестве учебного пособия для студентов, обучающихся по специальности Экономика и управление на предприятии (по отраслям) Четвертое издание, исправленное и дополненное УДК 338.48(075.8) ББК 65.433я73 Э40 Рецензент А.Д. Чудновский, директор Института туризма и развития рынка...»

«СМОЛЕНСКИЙ ПРОМЫШЛЕННО-ЭКОНОМИЧЕСКИЙ КОЛЛЕДЖ ПРАКТИКУМ для студентов по проведению практических работ ТЕХНОЛОГИЯ МАШИНОСТРОЕНИЯ Специальность СПО 151901 Технология машиностроения / направление подготовки ВПО 151000 Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств, квалификация бакалавр Смоленск Подготовлено на кафедре Технология машиностроения. Утверждено кафедрой общеобразовательных дисциплин ФГОУ СПО СПЭК в качестве методического пособия для студентов, обучающихся по...»

«Л.И. Горбунова, Г.С. Келлер КУЛЬТУРОЛОГИЯ Часть I ЧЕЛОВЕК – ОБЩЕСТВО - КУЛЬТУРА 2 ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО РЫБОЛОВСТВУ ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ МУРМАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Л.И. Горбунова, Г.С. Келлер КУЛЬТУРОЛОГИЯ ЧЕЛОВЕК – ОБЩЕСТВО - КУЛЬТУРА Допущено Ученым советом МГТУ в качестве учебного пособия для студентов и курсантов по дисциплине Культурология для всех специальностей МГТУ Мурманск УДК 008.001...»

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РЕСПУБЛИКИ КАЗАХСТАН КАЗАХСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ Б.А. БИРИМКУЛОВА ПОИСК И РАЗВЕДКА ПОДЗЕМНЫХ ВОД Учебное пособие для студентов специальностей: 050805 – Водные ресурсы и водопользование и 050810 – Мелиорация, рекультивация и охрана земель Алматы 2010 3 УДК 551.4 : 378 (075.8) ББК 26.35 Б 64 Рекомендован к изданию решением Научного совета Казахского национального аграрного университета (26.01.2010г) Биримкулова Б.А. Поиск и разведка подземных вод:...»

«А. Н. ФОМИНОВА, Т. Л. ШАБАНОВА ПЕДАГОГИЧЕСКАЯ ПСИХОЛОГИЯ УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ 2-е издание, переработанное и дополненное Допущено Учебно-методическим объединением по направлениям педагогического образования Министерства образования Российской Федерации в качестве учебного пособия для студентов высших педагогических учебных заведений 2013 Фоминова А.Н., Шабанова Т.Л. ПЕДАГОГИЧЕСКАЯ ПСИХОЛОГИЯ: Учебное пособие, 2-е изд., перераб., дополн.– 2013. В пособии рассматриваются история возникновения,...»

«К.А ПАШКОВ, А.В. БЕЛОЛАПОТКОВА, УЧЕБНО-МЕТОДИЧЕСКОЕ ПОСОБИЕ К СЕМИНАРСКИМ ЗАНЯТИЯМ ПО ИСТОРИИ МЕДИЦИНЫ МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ МЕДИКОСТОМАТОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Министерства здравоохранения Российской Федерации К.А ПАШКОВ, А.В. БЕЛОЛАПОТКОВА УЧЕБНО-МЕТОДИЧЕСКОЕ ПОСОБИЕ К СЕМИНАРСКИМ ЗАНЯТИЯМ ПО ИСТОРИИ МЕДИЦИНЫ для студентов стоматологического факультета Рекомендуется Учебно-методическим объединением по медицинскому и фармацевтическому образованию вузов России в качестве учебного пособия...»

«Горно-Алтайский госуниверситет Спецкурс: Преступления против личности Учебно-методический комплекс 1 Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Горно-Алтайский государственный университет Юридический факультет Кафедра уголовного, гражданского права и процесса Согласовано Утверждаю Декан ЮФ, к.и.н., доцент Проректор по УР д.э.н., профессор _ В.Г. Крашенинина Е.Е. Шваков _ 2009г. 2009г. Учебно-методический комплекс По...»

«Министерство образования Республики Беларусь Учреждение образования Полоцкий государственный университет Ж. М. БАНЗЕКУЛИВАХО, Е. Б. МАЛЕЙ ЭКОНОМИКА ПРЕДПРИЯТИЯ И ОРГАНИЗАЦИЯ ПРОИЗВОДСТВА Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов специальности 1-70 04 03 Водоснабжение, водоотведение и охрана водных ресурсов Новополоцк ПГУ 2011 УДК 658.5(075.8) ББК 65.291я73 Одобрено и рекомендовано к изданию методической комиссией инженерно-технологического факультета в качестве...»

«Кафедра физики твердого тела Специализация твердотельной электроники и микроэлектроники Учебная лаборатория физики твердого тела Электропроводность тонких диэлектрических пленок Описание лабораторной работы подготовили: студенты 4 курса Потупалова Л.М., Штуберт А.Ю., Штуберт О.М. Использованные литературные источники: 1) Райкерус П.А. – Методическое пособие по лабораторной работе Электропроводность тонких диэлектрических пленок, Петрозаводск, 1984. 2) Малиненко В.П., Сергеева О.В. –...»

«Современные технологии в издательско-полиграфическом бизнесе (для курсов повышения квалификации для полиграфистов, дизайнеров, издателей и рекламистов) Методическое пособие (80 часовое обучение) Стефан Стефанов технолог-полиграфист, к.т.н., профессор РУДН Содержание Введение. Роль полиграфии в развитии цивилизации. Интернет и полиграфия – не устоявшиеся взаимоотношения. Их роль в социуме Тема 1. Термины – мосты коммуникации и взаимопонимания заказчика и исполнителя заказа. Полиграфия как...»

«Окружной ресурсный центр системы образования Северного территориального округа г. Архангельска Сборник методических разработок педагогов МОУ СОШ №37, 43, 51 Тезисы выступлений. Разработки уроков и внеурочных мероприятий Выпуск 2 Архангельск 2010 Сборник методических разработок педагогов МОУ СОШ №37, 43, 51 Печатается по решению Методического Совета окружного ресурсного центра Северного территориального округа. Руководитель ОРЦ Северного территориального округа – Козяр С.В., директор МОУ СОШ...»

«Проблемы эпидемиологии и актуальных инфекций (рекомендательный список литературы) Ограничение предмета эпидемиологии инфекционными заболеваниями надо признать искусственным, всякие массовые заболевания, которые возникают среди народа, являются эпидемией и требуют компетенции эпидемиолога В.А. Башенин, эпидемиолог, профессор. Проблема борьбы с инфекционными болезнями сохраняет чрезвычайную актуальность и в настоящее время. Эпидемиология, изучающая закономерности возникновения, распространения и...»

«Министерство образования и науки РФ Сочинский государственный университет туризма и курортного дела Филиал Сочинского государственного университета туризма и курортного дела в г.Н.Новгород СБОРНИК МЕТОДИЧЕСКИХ МАТЕРИАЛОВ по учебным дисциплинам 2 года обучения для студентов очно-заочной формы обучения специальности 032102 Физическая культура для лиц с отклонениями в состоянии здоровья (адаптивная физическая культура). Нижний Новгород 2010 1 ББК 75.0 С 23 Сборник методических материалов по...»

«УДК 65.01 ББК 65.050.2 Б79 Рецензенты: Ульяновский филиал Поволжской академии госслужбы, директор, канд. экон. наук В. В. Ваховский; ООО КС-Имидж, генеральный директор Н. В. Андреева Большухина, И. С. Б79 Экономика предприятия : учебное пособие / И. С. Большухина; под общ. ред. В. В. Кузнецова. – Ульяновск : УлГТУ, 2007. – 118 с. ISBN 978-5-9795-0062-1 Пособие предназначено для проведения лекционных з анятий со студентами днев ного, вечернего, заочного обучения экономических и технических...»




























 
2014 www.av.disus.ru - «Бесплатная электронная библиотека - Авторефераты, Диссертации, Монографии, Программы»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.