«В. С. Гунба МЕТОДИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ИЗУЧЕНИЮ ДИСЦИПЛИНЫ АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ учебно-методическое пособие для студентов заочной формы обучения Рязань, 2010 ББК 39.35 К61 Гунба В.С. К61 Методические рекомендации ...»

Таким образом, для проектируемого двигателя выбираем Рr = МПа.

Температура остаточных газов Тr, К, зависит в основном от коэффициента избытка воздуха, степени сжатия, частоты вращения коленчатого вала и степени догорания топлива на линии расширения. При работе двигателей на номинальном режиме температура остаточных газов изменяется в следующих пределах:

- для бензиновых двигателей Тr = 900 - 1100 К;

При выборе значения температуры остаточных газов необходимо иметь в виду, что увеличение степени сжатия приводит к снижению, а увеличение частоты вращения повышению температуры остаточных газов.

Температура подогрева свежего заряда Т, К, зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода, системы охлаждения, наличия специального устройства для подогрева свежего заряда, частоты вращения коленчатого вала и наличия наддува, а так же тепловой напряженности двигателя.

В зависимости от типа двигателя принимают:

- для бензиновых двигателей Т = 5 - 25 К;

- для двигателей с наддувом Т = (-5) - (+10) К.

При определении параметров газа на впуске используют значение коэффициента наполнения v. По опытным данным, в зависимости от типа и конструкции двигателя значения коэффициента наполнения составляют:

- для бензиновых двигателей с верхним расположением клапанов v = 0,75 – 0,85;

- для бензиновых двигателей с нижним расположением клапанов v = 0,7 – 0,8;

- для дизелей с неразделенной камерой сгорания v = 0,78 – 0,88;

- для дизелей с разделенной камерой сгорания v = 0,75 – 0,85.

Нижнее значение коэффициента наполнения выбирается при повышенных средней скорости поршня Сm (более 11 – 12 м/с) и скорости газа в горловине (более 120 м/с).

Величина степени сжатия определяется назначением и условиями работы двигателя, быстроходностью двигателя, способом смесеобразования, типом и конструктивными способностями камеры сгорания, материалом деталей цилиндро – поршневой группы, сортом топлива; диаметром цилиндра, тепловым состоянием двигателя. Ориентировочные значения степени сжатия для современных двигателей приведены в таблице 1.3.

Таблица 1.3 - Значения степени сжатия для современных двигателей Карбюраторные двигатели легковых автомобилей Карбюраторные двигатели грузовых автомобилей Дизели с неразделенными камерами сгорания Дизели с разделенными камерами сгорания Многотопливные двигатели (дизели) 1.2.1.2 Расчет процесса газообмена При расчёте параметров процесса газообмена определяются:

- коэффициент остаточных газов r ;

- температура заряда в конце наполнения Та;

- давление заряда в конце наполнения Pа.

Коэффициент остаточных газов r вычисляется по формуле Подставив значения, Pr, Рo, Тo, Tr и v в формулу (1.2), рассчитаем r:

Температура заряда конца наполнения Та, К, определяется по формуле где – коэффициент, учитывающий отличие теплоемкостей продуктов сгорания и свежего заряда, = 1,05-1,17.

Подставив значения Тo, T, Tr, r и в формулу (1.3) рассчитаем Та:

Давление заряда в конце наполнения Pа, МПа, определяется по формуле Подставив значения, Рo, Тo, Tа, r и v в формулу (1.4) рассчитаем Pа:

1.2.2 Определение параметров процесса сжатия 1.2.2.1 Выбор параметров для расчета процесса сжатия Для расчета параметров процесса сжатия используется показатель политропы сжатия n1, который зависит от частоты вращения, формы камеры сгорания, диаметра цилиндра, материалов поршня и головки цилиндра, теплового состояния двигателя, то есть от интенсивности теплообмена между рабочим телом и стенками внутрицилиндровой полости.

С учётом выше изложенного значение n1 для проектируемого двигателя выбирается из таблицы 1.4.

Таблица 1.4 – Значение основных параметров процесса сжатия Тип двигателя Карбюраторные двигатели Дизели без наддува Дизели с надповышенные значения в зависимости от степени наддува дувом Для дизелей со средней скоростью поршня Сm в пределах от 7 до 10 м/с n1 можно определить по формуле Определив по формуле (1.5) значение n1 и проверив его по таблице 1.4, окончательно выберем для проектируемого двигателя n1 =.

1.2.2.2 Расчёт процесса сжатия При расчёте параметров процесса сжатия определяются давление в конце процесса сжатия Pс и температура в конце сжатия Тс.

Давление в конце процесса сжатия Pс, МПа, определяется по формуле Подставив значения, Ра и n1 в формулу (1.6) рассчитаем Pс:

Температура в конце процесса сжатия Тс, К, вычисляется по формуле Подставив значения, Та и n1 в формулу (1.7) рассчитаем Pс:

1.2.3 Определение параметров процесса сгорания 1.2.3.1 Выбор параметров для расчета процесса сгорания Элементарный состав топлива и его низшая теплотворная способность Qн для двигателей соответствующих типов выбираются по таблице 1.5.

Таблица 1.5 - Элементарный состав топлива и его низшая теплотворная способность Для проектируемого двигателя выбираем Qн = кДж/кг и соответствующий элементарный состав топлива.

Значение коэффициента избытка воздуха определяется в основном типом двигателя и способом смесеобразования. В выполненных конструкциях коэффициент избытка на режимах полной мощности находится в следующих пределах:

- для дизелей с неразделенной камерой сгорания = 1,6-2,0 (в случае применения насос-форсунки = 1,35-1,45);

- для дизелей с вихрекамерным смесеобразованием = 1,2-1,3;

- для дизелей с предкамерным смесеобразованием = 1,3-1,4;

- для бензиновых двигателей = 0,85-0,9.

Коэффициент полезного тепловыделения определяет долю тепла, выделившегося в период видимого процесса сгорания. В зависимости от типа двигателя коэффициент полезного тепловыделения принимается в следующих пределах:

- для дизелей с неразделенной камерой сгорания = 0,7 – 0,85;

- для дизелей с разделенной камерой сгорания = 0,65 – 0,75;

- для бензиновых двигателей с верхним расположение клапанов = 0,88 – 0,92;

- для бензиновых двигателей с нижним расположение клапанов = 0,85 – 0,9.

Для дизелей верхнее значение выбирается в случае применения насос-форсунки и вихрекамерного смесеобразования. Для бензиновых двигателей нижние значения соответствуют обедненной смеси ( > 1).

Таким образом, для проектируемого двигателя выбираем =.

1.2.3.2 Расчёт термохимических соотношений при сгорании Теоретическое необходимое количество воздуха для полного сгорания кг топлива М0, кмоль/кг, определяем по формуле где 0,208 – объемное содержание кислорода в 1 киломоле воздуха;

С, Н, О – доля углерода, водорода и кислорода в топливе соответственно.

Подставив значения С,Н,О в формулу (1.8) рассчитаем М0:

Действительное количество воздуха, поступающего в двигатель на 1 кг топлива Мд, кмоль/кг, вычисляем по зависимости Подставив значения и М0 в формулу (1.9) рассчитаем Мд:

В бензиновых двигателях свежий заряд в цилиндр поступает в виде смеси воздуха и паров топлива, в связи с этим необходимо учитывать молекулярный вес паров 1 кг топлива, поэтому число молей свежего заряда, поступившего в цилиндр за время впуска Мз, кмоль/кг, вычисляют по формуле где М – молекулярная масса паров топлива, М = 110 - 114 кг/кмоль.

В дизелях свежий заряд в цилиндр поступает в виде чистого воздуха, поэтому число молей свежего заряда Мз определяется без учёта молекулярного веса паров топлива и равно Мд.

Подставив значения, М и М0 в формулу (1.10) или приняв Мд в зависимости от типа проектируемого двигателя рассчитаем Мз:

Число молей продуктов сгорания, образующихся при сгорании 1 кг топлива Мr, кмоль/кг, определяем в зависимости от типа двигателя по формулам (1.11) и (1.12) - для дизелей > 1, поэтому - для бензиновых двигателей < 1, поэтому Подставив значения, С, О, Н и М0 в формулу (1.11) или формулу (1.12) в зависимости от типа проектируемого двигателя, рассчитаем Мr:

В реакциях неполного окисления углерода и частичного сгорания водорода происходит удвоение числа молей газов, по этой причине число молей продуктов сгорания оказывается больше числа молей свежего заряда. Это отличие оценивается коэффициентом молекулярного изменения горючей смеси 0 по формуле Подставив значения Мr и Мз в формулу (1.13) получим значение 0:

Так как в процессе сгорания в цилиндре находятся остаточные газы от предыдущего цикла, действительное изменение числа молей будет меньше и определяется коэффициентом молекулярного изменения рабочей смеси Подставив значения 0 и r в формулу (1.14) получим значение :

1.2.3.3 Термодинамический расчёт процессов сгорания Средняя мольная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме в конце процесса сжатия µCVC, кДж/кмоль·К, определяется по формуле Подставив значение Tс в формулу (1.15) получим значение µCVC:

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме µCVZ, кДж/кмоль·К, определяется по формуле:

- для бензиновых двигателей ( < 1) где Tmax – температура рабочего тела в конце расчётного процесса сгорания, К.

Подставив значения в формулу (1.16) или формулу (1.17) в зависимости от типа проектируемого двигателя получим уравнение с неизвестным Тmax:

(пример для дизеля) Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении µCPZ, кДж/кмоль·К, определяется по формуле Подставив значение µCVZ в формулу (1.18), получим (пример):

Потери тепла вследствие химической неполноты сгорания Qн.cг, кДж/кг, топлива учитываются только для двигателей с принудительным воспламенением при работе на обогащенной смеси при ( 1).

Подставив значения и M0 в формулу (1.19) получим значение Qн.cг:

Действительная низшая теплотворность топлива QT, кДж/кг, вычисляется по зависимости:

- для бензиновых двигателей Подставив значения Qн.cг и Qн в формулу (1.20) или формулу (1.21) в зависимости от типа проектируемого двигателя рассчитаем QT:

Степень повышения давления при сгорании р определим по формуле Подставив значения Рmax и Рс в формулу (1.22) получим значение р:

Температуру в конце процесса сгорания Тmax, К, вычисляем с использованием зависимостей:

- для бензиновых двигателей где µR – мольная газовая постоянная, µR = 8,314 кДж/кмоль·К.

Перенеся все слагаемые в левую часть уравнения и подставив численные значения параметров для соответствующего типа двигателя в формулу (1.23) или (1.24), получим уравнение (пример) После подстановки числовых значений величин в уравнение (1.23 или 1.24) они приводятся к квадратному уравнению вида:

(Пример) 66688,53 = 29,97·T 2 + 21,38·Tmax+24,7·10-4 ·Tmax решая это уравнение определим значение Tmax (Пример) Тmax= Давление в конце процесса сгорания Рmax, МПа, определяется только для бензиновых двигателей Для дизелей давление в конце процесса сгорания выбирается из опытных данных в интервале от 6,0 до 12,0 МПа с учётом способа смесеобразования и форсирования рабочего процесса.

Таким образом, для выбранного типа проектируемого дизеля выбираем Степень предварительного расширения для дизелей определяем по формуле Подставив значения Тmax, Тс, и р в формулу (1.26) получим значение :

Степень последующего расширения определяем по формуле:

- для бензиновых двигателей Подставив значения и в формулу (1.27) или формулу (1.28) в зависимости от типа проектируемого двигателя рассчитаем :

1.2.4 Определение параметров процесса расширения 1.2.4.1 Выбор параметров для расчета процесса расширения Средний показатель политропы расширения n2 является функцией теплообмена. Отвод тепла увеличивает, а подвод тепла снижает значение n2. Значение показателя связано с коэффициентом полезного тепловыделения. С увеличением последнего расчёта величина n2. На n2 оказывают большое влияние частота вращения, размеры цилиндра, нагрузка и техническое состояние двигателя. Увеличение частоты вращения, нагрузки и размеров цилиндра способствуют уменьшению n2.

Средние значения величины n2, полученные из анализа индикарных диаграмм, для различных современных автомобильных и тракторных двигателей изменяются в пределах (для номинальной нагрузки):

- для бензиновых двигателей - от 1,23 до 1,30;

- для дизелей - от 1,18 до 1,28.

1.2.4.2 Расчёт процесса расширения Значения давления Рb, МПа, и температуры Тb, К, в конце процесса расширения определяют по формулам процесса:

- для двигателей, работающих с подводом теплоты при постоянном объеме (бензиновых) - для двигателей, работающих со смешанным подводом теплоты (дизелей) Подставив значения Pmax, Tmax, n2, и в формулы (1.29-1.30) или формулы (1.31-1.32) в зависимости от типа проектируемого двигателя рассчитаем Рb и Тb:

1.3 Определение индикаторных и эффективных показателей работы двигателя 1.3.1 Расчет индикаторных показателей работы двигателя К основным индикаторным показателям рабочего цикла относятся:

- среднее индикаторное давление расчётного цикла P'i;

- среднее индикаторное давление действительного цикла Pi;

- индикаторный коэффициент полезного действия i ;

- удельный индикаторный расход топлива gi.

Среднее индикаторное давление расчётного цикла P'i, МПа, определяем по формуле:

- для бензиновых двигателей - для дизелей Подставив значения Pс,, n1, n2,, и р в формулу (1.33) или формулу (1.34) в зависимости от типа проектируемого двигателя рассчитаем Р'i :

Уменьшение среднего индикаторного давления расчётного цикла P'i вследствие отклонения действительного процесса от расчётного цикла оценивается коэффициентом полноты индикаторной диаграммы д и величиной среднего давления насосных потерь Рнп, МПа.

Коэффициент полноты диаграммы д принимается равным:

- для бензиновых двигателей д = 0,94 – 0,97;

Среднее индикаторное давление действительного цикла Pi, МПа, отличается от P'i на величину, пропорциональную уменьшению расчётной диаграммы за счёт округления, вследствие чего вычисляется по формуле Подставив значения д и P'i в формулу (1.36) рассчитаем Рi :

Индикаторный коэффициент полезного действия i характеризует степень использования в действительном цикле теплоты топлива для получения полезной работы и вычисляется по формуле Подставив значения Pо, Tо, Qн, Мз, v и Pi в формулу (1.36) рассчитаем i:

Удельный индикаторный расход топлива gi, г/кВт·ч, характеризует топливную экономичность двигателя при работе его на номинальной мощности и определяется по формулам Подставив соответствующие значения в формулу (1.37) рассчитаем значение gi:

1.3.2 Определение эффективных показателей работы двигателя 1.3.2.1 Выбор параметров для расчета эффективных показателей работы двигателя Для расчёта эффективных показателей работы двигателя необходимо на основании статического материала и эмпирических формул выбрать значение среднего давления механических потерь Рм. При поведении предварительных расчётов двигателей среднее давление механических потерь Рм, МПа, приближено можно определить по средней скорости поршня Cm с использованием эмпирических формул для двигателей различного типа:

- для бензиновых двигателей с числом цилиндров до шести с отношением s/d > - для бензиновых восьмицилиндровых двигателей с отношением s/d < - для бензиновых двигателей с числом цилиндров до шести и отношением s/d - для четырехтактных дизелей с неразделенными камерами - для предкамерных дизелей - для дизелей с вихревыми камерами где Cm - средняя скорость поршня, м/с.

Средняя скорость поршня может быть рассчитана по формуле где s – ход поршня базового двигателя, м;

n – частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности проектируемого двигателя, мин-1.

Подставив в формулу (1.44) значения s и n определим значение Сm:

Используя полученное значение Cm найдем для проектируемого двигателя значение Рм, воспользовавшись формулами (1.38 – 1.43) 1.3.2.2 Расчет эффективных показателей работы двигателя Эффективными показателями работы двигателя являются:

- эффективная мощность Nе;

- среднее эффективное давление Pe;

- удельный эффективный расход топлива ge;

- крутящий момент Мк;

- эффективный коэффициент полезного действия е.

Эффективную мощность Nе, кВт, берем из задания на КЗ №1.

В расчётах двигателя среднее эффективное давление Ре, МПа, определяется по среднему индикаторному давлению Подставив значения Рi и Рм в формулу (1.45), рассчитаем значение Ре:

Отношение среднего эффективного давления к индикаторному называется условным механическим КПД двигателя м и рассчитывают по формуле Подставив значения Рi и Ре в формулу (1.46) рассчитаем м:

Эффективный КПД е двигателя характеризует степень использования теплоты топлива в двигателе с учётом всех потерь – тепловых и механических и вычисляется по формуле Подставив значения i и м в формулу (1.49) рассчитаем е:

Эффективный удельный расход топлива gе, г/кВт·ч, вычисляется по формуле Подставив значения gi и м в формулу (1.48) рассчитаем gе:

1.4 Определение рабочего объема и диаметра цилиндра двигателя Рабочий объем двигателя Vh, м, определяем по формуле где z – коэффициент тактности, z = 1 для двухтактных двигателей, z = 2 для четырехтактных двигателей.

Подставив значения z, Ne, Pe и n в формулу (1.49) рассчитаем Vh:

Выбор числа цилиндров i и их расположения зависит от мощности, динамических и конструктивных факторов. С увеличением числа цилиндров повышается возможности форсирования двигателей по частоте вращения, улучшаются пусковые качества и проще решаются вопросы уравновешенности.

Однако с увеличением числа цилиндров повышаются механические потери и ухудшаются экономические показатели.

Двигатели с V – образным расположение цилиндров по сравнению с рядным имеют высокий механический КПД, меньшие габариты и лучшие удельномассовые показатели. Повышенная жесткость V – образных двигателей позволяет, кроме того, достигать более высоких частот вращения коленчатого вала. С учетом вышесказанного для проектируемого двигателя выбираем Таким образом, рабочий объем одного цилиндра V'h, л, определяем по формуле Подставив значения Vh и i в формулу (1.50) рассчитаем V'h:

Ход поршня S обычно характеризуется относительной величиной =S/D, непосредственно связанной со скоростью поршня. В зависимости от величины различают двигатели короткоходные (1). При переходе к короткоходным двигателям снижается их высота и масса, увеличивается индикаторный КПД и коэффициент наполнения, уменьшается скорость поршня и износ деталей двигателя. В то же время снижение величины приводит к более высокому давлению газов на поршень, ухудшению условий смесеобразования и увеличению габаритной длины двигателя.

Современные карбюраторные двигатели проектируются с невысоким отношением = (0,7 – 1,0). Для автомобильных дизелей отношение хода поршня к диаметру цилиндра принимается близким к единице ( = 0,9 – 1,2).

Для проектируемого двигателя целесообразно выбрать отношение хода поршня к диаметру по значению равным базового двигателя. Таким образом, выбираем =.

Размеры цилиндра (диаметр D и ход поршня S) являются основными конструктивными параметрами двигателя. На современных двигателях в основном используются диаметры следующих размеров:

- для бензиновых двигателей легковых автомобилей D = 60 – 100 мм;

- для бензиновых двигателей грузовых автомобилей D = 70 – 110 мм;

- для автомобильных дизелей D = 80 – 130 мм.

Диаметр цилиндров D, мм, для проектируемого двигателя определим по формуле Подставив значения V'h и в формулу (1.51) рассчитаем D:

Полученное значение D округляем до целых чисел кратных 2 и ли 5, тогда D = мм.

1.4.1 Проверка результатов теплового расчёта По окончательно принятым значениям D и S определяются основные параметры и показатели проектируемого двигателя:

- рабочий объем двигателя Vhп, л, - эффективная мощность Neп, кВт, - эффективный крутящий момент Mкп, Н · м, - часовой расход топлива Gтп, кг/ч, - средняя скорость поршня Сmп, м/с, Подставив соответствующие значения в формулы (1.52-1.56) рассчитаем значения параметров Vhп, Neп, Mкп, Gтп и Cmп:

Разница с ранее принятой скоростью поршня Сm, рассчитанной по формуле (1.44), и полученной Сmп по формуле (1.56) отличается на величину с, определяемую по формуле где C = |Cm – Cmп|, м/с;

Cm min – меньшее по значению давление (Cm или Cmп), м/с.

Рассчитаем значение c:

_.

Масса рассчитываемого двигателя определяется по удельной массе базового двигателя.

Результаты теплового расчёта сводим в таблицу 1.9 и производим их краткий анализ для сравнения показателей рассчитываемого и базового двигателей.

1.5 Построение индикаторной диаграммы На листе миллиметровой бумаги формата А4 строим ось прямоугольных координат с началом в точке О. Выбираем масштаб деления и объема по рекомендациям [2] или учебного пособия. На оси абсциcc откладываем отрезок АВ, соответствующий ходу поршня в масштабе, который принимаем ms = Соответственно по этому масштабу по оси абсцисс откладываем отрезок ОА, соответствующий объему камеры сгорания, и отрезок АВ, соответствующий рабочему объему одного цилиндра.

Длину отрезка ОА, мм, определяем по формуле Подставив значения АВ и в формулу (1.58) рассчитаем длину ОА:

Из точек А и В восстанавливаем перпендикуляры. На перпендикуляре из точки А и выбранном масштабе (mр = МПа/мм) откладываем значения давлений:

Ро — давление окружающей среды;

Рmах - давление в конце сгорания;

Рr — давление остаточных газов;

Рс - давление в конце процесса сжатия.

На перпендикуляре из точки В откладываем значения давлений:

Ра - давление в конце наполнения;

- давление в конце процесса расширения.

На график наносятся следующие точки:

- r – соответствует началу процесса впуска свежего заряда;

- a – соответствует началу процесса сжатия;

- с – соответствует окончанию процесса сжатия;

- z – соответствует окончанию процесса сгорания;

- b – соответствует окончанию процесса расширения.

Политропы сжатия и расширения, по рекомендациям [К] или учебного пособия, строим аналитическим методом. При этом задаются значения объема Vx, а значения давления Рх, МПа, рассчитываются по формулам:

- для политропы сжатия для политропы расширения Результаты расчета ординат точек политропы сжатия и расширения сводим в таблицу 1.5.

Таблица 1.5 - Результаты расчета ординат точек политропы сжатия и расширения После соединения нанесенных на график точек мы получили расчетную индикаторную диаграмму. Для определения индикаторных показателей работы двигателя используется не расчётная, а действительная индикаторная диаграмма. С этой целью проводится скругление, для чего согласно рекомендаций [2] на расчетную диаграмму наносятся фазы газораспределения. При этом используем данные приведенные в таблицах 1.6 и 1.7.

Таблица 1.6 – Фазы газораспределения двигателей Таблица 1.7 - Угол опережения впрыска топлива дизелей и угол опережения зажигания рабочей смеси двигателей Таким образом, получим дополнительно следующие точки:

- c' – точка, соответствующая моменту зажигания (впрыскивания топлива);

- c'' – точка, соответствующая давлению в конце такта сжатия;

- b' - точка, соответствующая открытию выпускного клапана до прихода поршня в н.м.т.;

- b'' - точка, соответствующая давлению в конце расширения;

- а'' - точка, соответствующая закрытию впускного клапана;

- zд - точка, соответствующая действительному максимальному давлению в цикле;

- r' - точка, соответствующая открытию впускного клапана;

- f – точка, соответствующая воспламенению смеси;

- а' - точка, соответствующая закрытия выпускного клапана.

Для выполнения округления индикаторной диаграммы заполняем таблицу 1.8.

Таблица 1.8 - Расчет ординат точек r', a', a'', c', f и b' где - текущее значение угла поворота коленчатого вала, град;

- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Выбор величины производится при проведении динамического расчёта, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается = 0,285 для карбюраторного двигателя, а для дизеля = 0,270.

Давление в оставшихся точках zд и c'' находится по следующим формулам на основе экспериментальных данных:

Для проектируемого двигателя выбираем:

После нанесения всех точек на диаграмму выполняем скругление расчетной диаграммы и получаем действительную, а затем определяем среднее индикаторное давление расчетного цикла pi, МПа, где SЕ – суммарная площадь расчетной индикаторной диаграммы, определяемая путем вычисления ее как разницы между положительной и отрицательной работой цикла, мм2;

mр - масштаб давления, МПа/мм;

LАВ – длина отрезка, мм.

Подсчитав графическим методом площадь диаграммы SЕ и подставив значение в формулу (1.64) рассчитаем pi:

Значение pi, полученное по формуле (1.66), отличается от значения Pi, полученного в результате теплового расчета, на величину р, определяемую по формуле где P = |Pi - pi|, МПа;

Pi min – меньшее по значению давление (Pi или pi), МПа.

Рассчитаем значение р:

_.

1.6 Сравнение показателей базового и проектируемого двигателей Параметры проектируемого двигателя, полученные в процессе расчета, и параметры базового двигателя для анализа и сравнения помещаем в таблицу 9.

Таблица 1.9 - Показатели базового и рассчитываемого двигателей Базовый Проектируемый 1 Луканин, В.Н. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн.1. Теория рабочих процессов [Текст]: учебник для вузов / Под редакцией В.Н.

Луканина. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 2005. – 479 с.

2 Колчин, А.И., Демидов, В.П. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей [Текст] / А.И. Колчин. – М.:Высшая школа, 2002.

3 Стандарт организации. Выпускная квалификационная работа.

Дипломный проект. Общие требования к оформлению [Текст]. – Рязань:

РВАИ, 2008.

4 Краткая техническая характеристика силовых установок военной автомобильной техники [Текст]. – Рязань: РВАИ, 2006.

ВАРИАНТЫ КОНТРОЛЬНЫХ ЗАДАНИЙ №

варианта двигателя

ПРИМЕРНЫЙ ПЕРЕЧЕНЬ ВОПРОСОВ ДЛЯ ЗАЩИТЫ КОНТРОЛЬНОГО

ЗАДАНИЯ И СДАЧИ ЗАЧЕТА

1 Действительные циклы поршневых 2 Теплоиспользование в действительных циклах 3 Процессы газообмена 4 Параметры количественной и качественной оценки процесса газообмена.

5 Основные факторы, влияющие на процессы газообмена 6 Процесс сжатия. Теплообмен в процессе сжатия.

8 Влияние различных факторов на протекание процесса сжатия.

9 Процесс сгорания в бензиновых двигателях 10 Процесс сгорания в дизелях.

11 Процесс расширения. Теплообмен в процессе расширения.

12 Зависимость среднего показателя политропы расширения от различных факторов.

13 Зависимость среднего показателя политропы расширения от различных факторов.

14 Индикаторный КПД и удельный индикаторный расход топлива 15 Влияние различных факторов на индикаторные показатели 16 Эффективные показатели двигателей.

17 Механические потери.

18 Методы определения механических потерь.

19 Влияние давления, температуры и влажности окружающей среды на энергетические и экономические показатели 20 Методы повышение энергетических, экономических и экологических показателей.

21 Наддув двигателей.

22 Построение индикаторной диаграммы.

МЕТОДИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ

ПО ИЗУЧЕНИЮ ДИСЦИПЛИНЫ «АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ»

Обсуждено и одобрено на заседании кафедры общепрофессиональных и специальных дисциплин « »2010 г., протокол №