=1/0.23(8С/3+8Н-О) кг/кг(топл.),Целью курсового проекта является закрепление знаний студентов по теории поршневых двигателей внутреннего сгорания (ПДВС) и включает в себя тепловой и динамический расчет ПДВС.
Тепловой расчет позволяет определить основные показатели работы ПДВС, проанализировать влияние различных факторов на эффективность работы двигателя в эксплуатации.
Динамический расчет позволяет определить силы и моменты, действующие в кривошипно-шатунном механизме (КШМ) двигателя, оценить их влияние на динамику двигателя, износ и другие эксплуатационные факторы.
Курсовой проект включает в себя тепловой и динамический расчеты двигателя, расчет основных деталей двигателя, расчет системы смазки и системы охлаждения. Курсовая работа включает только тепловой и динамический расчет двигателя и два листа графической работы.
Графическая часть проекта первых 2х листов выполняется на листах формата А1 в карандаше, с обязательным выполнением всех требований ЕСКД (желательно на миллиметровой бумаге).
На первом листе вычерчиваются: развернутые графики сил давления газов, сил инерции, суммарной силы, а также сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала, и графики крутящих моментов для каждого цилиндра согласно порядка работы двигателей, а также график суммарного крутящего момента и распределение нормальной силы по высоте цилиндра. На втором листе размещаются: полярные диаграммы удельных нагрузок на шейки коленчатого вала; диаграмма износа шатунной шейки, развернутые диаграммы полярных нагрузок на шатунные и коренные шейки коленчатого вала. На третьем листе выполняется чертеж сборочной единицы и деталировка деталей согласно заданию по результатам теплового и динамического расчетов. Пояснительная записка составляет 30...35 листов формата А4. В пояснительной записке проводятся тепловой и динамический расчет двигателя, а также расчеты заданных механизмов и их деталей, расчеты элементов системы смазки и системы охлаждения двигателя. Задание на курсовой проект (курсовую работу) приведено в таблице 2.3. Индивидуальное задание студенты выбирают в соответствии с шифром зачетной книжки. По последней цифре выбирается марка двигателя, по предпоследней - параметры окружающей среды.
В основу теплового расчета двигателей внутреннего сгорания положено определение значений основных параметров цикла - впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска с последующим определением индикаторных и эффективных показателей, коэффициентов полезного действия, мощностных и экономических показателей. Обычно, тепловой расчет выполняется для режима работы двигателя, соответствующего максимальной мощности и номинальной частоте вращения. В курсовом проекте (курсовой работе) проводится параллельный расчет для различных природно-климатических условий с целью выявления их влияния на технико-экономические показатели работы двигателя.
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного килограмма жидкого топлива:
=1/0.23(8С/3+8Н-О) кг/кг(топл.),
где С,Н,О - массовые доли углерода, водорода и кислорода в топливе (табл. 1.1.).
Таблица 1.1.
При расчете в к.моль на кг
L0=/mв к.моль/кг,
где mв = 29 молекулярная масса воздуха.
Количество свежего заряда:
М1=aL0+1/mт -в бензиновых двигателях;
mт=115 кг/к моль - молярная масса топлива.
М1=aL0 - в дизелях,
где a - коэффициент избытка воздуха.
Количество продуктов сгорания:
при a³1 М2= aL0 + Н/4 + О/32;
при a£1 М2=aL0 + Н/4 + О/32 + 0,21L0(1-a)
При расчете параметров впуска, сжатия, сгорания и расширения в качестве параметров считать давление, температуру и объем с индексами в нижней части, обозначающими соответствующие точки индикаторной диаграммы.
Давление в конце впуска Ра:
Ра=Ро-DРа,
где Ро - атмосферное давление, МПа;
DРа - потери давления во впускной системе, МПа.
Потери давления во впускной системе можно рассчитать по эмпирической формуле:
DРа=Аn2rо*10-10,
где А - коэффициент, учитывающий радиус кривошипа, диаметр поршня, длину шатуна, площадь наименьшего сечения впускной системы, коэффициент сопротивления впускной системы, коэффициент затухания скорости движения заряда.
По опытным данным, в современных автомобильных двигателях на номинальном режиме А=5,4...8,5;
n - частота вращения коленчатого вала, об/мин;
rо - плотность заряда на впуске, кг/м3.
rо= Ро*106/RbТо,
где Rb = 287Дж/кгК - газовая постоянная воздуха;
То - температура окружающего воздуха.
Давление в конце впуска:
Ра=(0,8...0,95)Ро - карбюраторные двигатели;
Ра=(0,8...0,97)Ро - дизели.
Коэффициент наполнения:
,
где e - степень сжатия;
Pr - давление остаточных газов, при расчете принимаем
Pr=(1,05...1,25) Pо;
To¢ = То+DТ - температура свежего заряда с учетом подогрева в впускном трубопроводе;
DТ = 0...20К - карбюраторные двигатели; DТ = 10...40 К - дизели;
hv = 0,75...0,85 - карбюраторные двигатели; hv = 0,80...0,90 - дизели.
Температура в конце впуска:
,
где Tr - температура остаточных газов;
Tr = 900...1100К - карбюраторные двигатели; Tr = (600...900)К - дизели.
При выборе Tr следует учитывать, что с увеличением степени сжатия и обогащением рабочей смеси температура остаточных газов уменьшается, а с увеличением частоты вращения возрастает.
Tа = 320...380 К - карбюраторные двигатели; Tа = (310...350) К - дизели.
Коэффициент остаточных газов:
g = 0,05...0,10 - карбюраторные двигатели; g= 0,02...0,60 - дизели.
Средний показатель политропы сжатия n1 можно определить по эмпирической формуле:
n1=1,41-100/n,
где n - частота вращения коленчатого вала.
Давление в конце такта сжатия:
Рс=Раen1
Рс = 0,9...2,0 МПа - карбюраторные двигатели; Рс = 3,5...5,5 МПа - дизели.
Температура в конце сжатия:
Тс=Таen1-1
Тс = 600...900 К - карбюраторные двигатели; Тс = 700...900 - дизели.
1.4. Расчет параметров сгорания
Расчет производится на основе уравнения сгорания.
Карбюраторный двигатель:
,
где Hu- низшая теплотворная способность топлива(табл. 1.1).
DHu = 119950 (1-a)Lо - потеря тепла в связи с неполнотой сгорания жидкого топлива при a<1(кДж/кг);
x - коэффициент использования тепла. Его принимают равным:
0,85...0,95 - карбюраторные двигатели; 0,70...0,85 - дизели;
b - расчетный коэффициент молекулярного изменения.
b=Мz/Mc=(M2+Mr)/(M1+Mr)
где Mr=agLo -число молей остаточных газов;
Сvc и Cvz - соответственно средняя молярная теплоемкость свежего заряда в конце сжатия и продуктов сгорания.
Сvc=20,1+1,736*10-3*Тс;
Сvz=(18,4+2,59a)+(15,5+13,8a)*10-4*Тz.
Дизельный двигатель:
(Сvс+8,315l)Тс+xHu/aLo(1+g)=bCpzTz,
где l - степень повышения давления. Принимается в пределах:
1,6...2,5 - дизели с неразделенными камерами сгорания; 1,2...1,8 - дизели с разделенными камерами сгорания; 3,6...4,0 - бензиновые.
Срz - средняя молярная теплоемкость для продуктов сгорания дизеля.
Срz = 8,315+(20+0,92/a)+(13,8/a+15,5)*10-4Tz
После подстановки теплоемкостей и всех известных величин в уравнение сгорания, получаем квадратное уравнение относительно Tz. Решение этого уравнения дает два корня, один из которых определяет температуру в конце сгорания, другой не имеет физического смысла.
Tz = 2200...2800 К - карбюраторные двигатели; Tz = 1800...2300 К - дизели.
Давление в конце сгорания у карбюраторного двигателя:
Pz=Pcb Tz/Tc, у дизелей:
Pz=lPc
Pz = 3...5 МПа - карбюраторные двигатели;
Pz = 5...12 МПа - дизели.
Для бензиновых двигателей степень повышения давления l=Рz/Pc
Степень предварительного расширения у дизелей:
r = b Tz/l Tc
Степень последующего расширения:
d = e/r
d = 10...18; r = 1,2...1,7
1.5. Расчет параметров расширения
Давление в конце процесса расширения
для карбюраторного двигателя:
,
для дизельного двигателя:
,
где n2 - средний показатель политропы расширения. Значения n2 находятся в пределах:
1,23...1,30 - карбюраторные двигатели; 1,18...1,28 - дизели. Рв = 0,35...0,60 МПа - карбюраторные двигатели; Рв = 0,2...0,5 МПа - дизели.
Температура Тв в конце расширения
для карбюраторного двигателя:
,
для дизельного двигателя:
,
Для карбюраторных двигателей Тв = 1200...1700 К;
для дизелей Тв = 1000...1200 К.
После расчета процессов цикла необходимо проверить правильность ранее принятой температуры остаточных газов Тr:
Если ошибка превышает 2%, то необходимо повторить расчет с уточненным значением Тr.
1.6. Расчет индикаторных показателей цикла
Теоретическое среднее индикаторное давление для карбюраторных двигателей:
,
а у дизельных двигателей:
.
Действительное среднее индикаторное давление для округлой индикаторной диаграммы:
Рi=Pi¢n,
где n - коэффициент полноты индикаторной диаграммы.
Он принимается равным:
0,94...0,97 - карбюраторные двигатели; 0,92...0,95 - дизели. Pi = 0,8...1,2 МПа - карбюраторные двигатели; Pi = 0,6...1,1 МПа - дизели.
Индикаторный КПД для двигателей определяется по формуле:
,
где hi = 0,28...0,38 - карбюраторные двигатели;
hi =0,42...0,52 - дизели.
Индикаторный удельный расход топлива;
gi=36*105/HuhI, г/кВт*ч.
У карбюраторных двигателей gi = 235...290 г/кВт*ч;
у дизелей gi = 175...220 г/кВт*ч.
1.7. Расчет эффективных показателей цикла
Среднее давление механических потерь Рм определяется по эмпирическим формулам с учетом средней скорости поршня Vср.
Vср = Sn/30 м/с,
где S - ход поршня, м;
n - частота вращения коленчатого вала, мин-1.
Для карбюраторного двигателя:
S/D<1 Рм = 0,034+0,0113Vср;
S/D>1 Рм = 0,049+0,0152Vср,
где S/D - отношение хода поршня к его диаметру.
Дизельные двигатели с неразделенными камерами сгорания имеют Рм:
Рм = 0,089+0,0118 Vср,
с разделенными камерами сгорания:
Рм = 0,089+0,0135 Vср.
Среднее эффективное давление:
Ре =Рi - Рм МПа
Для карбюраторных двигателей Ре = 0,5...1,1 МПа;
для дизелей Ре =0,55...0,85 МПа.
Механический КПД определяем по соотношению
hм = Ре/Рi.
Для карбюраторных двигателей hм = 0,7...0,9,
для дизелей hм = 0,7...0,82.
Эффективный КПД будет равен
hе =hi *hм.
Для карбюраторных двигателей hе = 0,21...0,31,
для дизелей hе = 0,31...0,42.
Удельный эффективный расход топлива;
gе=36*105/Нuhе г/кВт*ч
Для карбюраторных двигателей gе = 300...325г/кВт*ч,
для дизелей gе = 270...230 г/кВт*ч.
Эффективная мощность
Ne=РenVhi/30t кВт,
где Vh - рабочий объем цилиндра, л;
i - число цилиндров;
t - коэффициент тактности;
t=2 - двухтактные двигатели, t=4 - четырехтактные двигатели.
Часовой расход топлива
Gт = Ne*ge/1000 кг/ч.
Результаты расчета сводятся в таблицу 1.2., проводится их анализ и делается вывод о влиянии значения условий работы на показатели двигателя.
Таблица 1.2.
1.8. Построение индикаторной диаграммы
Индикаторная диаграмма строится в левом верхнем углу чертежного листа формата А1 (рис.2.1). Диаграмма строится для одного варианта расчета, который выбирается самостоятельно. Масштаб диаграммы выбирают такой, чтобы отношение высоты диаграммы к ее ширине было близким к 1,5. Для этого по оси абсцисс откладывают отрезок Vс=10-15мм и принимаем его равным единице, тогда
Vа=eVc=Vc+Vh,
Vz=rVc (только у дизеля)
Отрезки Vc,Vh,Va отмечают размерными линиями со стрелками и из конечных точек восстанавливают перпендикуляры, на которых в соответствии с выбором масштаба давлений отмечают точки Pc,Pr,Pa,Pо,Pz (Pz¢),Pв.
Через точку Ро проводят линию атмосферного давления.
Построение политропы сжатия и расширения рекомендуется произвести аналитическим методом. Промежуточные точки давлений Рх и соответствующие им промежуточные объемы, расположенные между Vc и Va и между Vz и Vв определяем из следующих зависимостей.
Для политропы сжатия
.
Для политропы расширения
,
где Vх - произвольно выбранный объем;
Рх - давление соответствующее этому объему
Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении сил и моментов, действующих во время работы двигателя. В течении каждого рабочего цикла силы непрерывно меняются по величине и направлению, поэтому для определения характера изменения их величины рассчитываются для ожидаемых положений коленчатого вала через каждые 30 градусов (в интервале 3600…3900 рассчитывать через каждые 100).
2.1. Построение диаграмм развернутой индикаторной, сил инерции, суммарной силы
Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую по углу поворота коленвала производится по методу Ф.А.Брикса. Для этого под диаграммой строят вспомогательную полуокружность диаметром, равном отрезку объема Vh (рис 2.1).
Далее от центра полуокружности (точка О) вправо откладывают поправку Брикса, равную
ОО¢=Rl/2,
где R=S/2 – радиус кривошипа, мм;
S – ход поршня, мм;
l=R/
- безразмерный кинематический параметр;
- длина шатуна, мм.
Если нет данных о длине шатуна, то l принимается в пределах 0,24...0,31.
Полуокружность делят лучами из центра 0 на 6 равных частей, через каждые 30 градусов, из точки 0¢ проводят линии параллельные этим точкам. Новые точки, полученные на окружности, соответствуют углам поворота коленвала a. Из этих точек проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы и полученные значения давлений откладывают на вертикалях развертки для соответствующих углов поворота коленвала.
В четырехтактных двигателях построение начинают с положения кривошипа, соответствующего ВМТ в начале такта впуска.
Следует учесть, что на свернутой диаграмме давление отсчитывают от абсолютного нуля, а на развернутой следует показать избыточное давление над поршнем. Для этого на развернутой диаграмме ось абсцисс располагают на продолжении линии атмосферного давления. Это делают по той причине, что со стороны картера на поршень в течение всего цикла действует давление равное атмосферному.
На развернутой диаграмме, в том же масштабе строят диаграмму сил инерции возвратно-поступательного движения масс. При этом считают силы действующие от поршня к оси коленчатого вала положительными.
Pj = -mjw2R(Cosa+l Cos2a)*10-9 МПа,
где R - радиус кривошипа, мм;
w=pn/30 - угловая скорость коленвала, с-1;
n – частота вращения коленвала, мин-1;
mj - масса деталей, движущихся возвратно-поступательно, отнесенная к площади поршня, кг/м2.
mj = mn+(0,2...0,3) mш, где
mn - масса поршневого комплекта, кг/м2; mш - масса шатуна, кг/м2.
Для автомобильных двигателей с искровым зажиганием имеем
mn = (80...120) кг/м2 - поршень из алюминиевого сплава, mш = (90...200) кг/м2.
Для дизелей
mn = (200...250) кг/м2 - поршень из алюминиевого сплава; mш = (300...400) кг/м2
Вдоль оси цилиндра на поршень действуют две силы:
Рг - сила давления газов, равная Рг=Р-Р0, где Р – значение давления газов в цилиндре и Рj - сила инерции возвратно-поступательного движения. При анализе необходимо учитывать совместное влияние этих сил. Суммарную силу Р1, действующую на поршень, определяют алгебраическим сложением
Р1 = Рг + Рj, МПа
2.2. Построение сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме (нормальной, радиальной, тангенциальной)
Суммарная сила Р1 раскладывается на соответствующие: нормальную N, направленную перпендикулярно оси цилиндра и силу S, действующую вдоль шатуна.
N = P1 tgb МПа;
S = P1 1/Cosb МПа,
где b - угол между осью цилиндра и шатуном.
Сила S действует вдоль оси шатуна и передается на шатунную шейку. Эта сила может быть перенесена на линию действия в центр шатунной шейки и разложена на соответствующие: радиальную Z, направленную по радиусу кривошипа, и тангенциальную силу Т, действующую по касательной к окружности радиуса кривошипа.
Сила Z считается положительной, если она направлена к оси коленчатого вала, сила Т считается положительной, если создаваемый ей момент совпадает с направлением вращения коленчатого вала двигателя. Результаты расчета сводятся в таблицу 2.1.
Таблица 2.1.
По данным таблицы 2.1. на листе 1, под развернутой диаграммой с сохранением цены деления шкалы угла поворота коленчатого вала вычерчивают диаграмму силы N, силы Т, определяющей крутящий момент одного цилиндра, а также cилы Z (рис.2.2.).
На листе строится нормальная сила N в зависимости от хода поршня (рис 2.3.). С учетом диаметра цилиндра и хода поршня изображается гильза цилиндра и наносятся координаторные оси, при этом положительная сила N должна быть направлена влево. Шкала угла поворота коленчатого вала нелинейная, деления шкалы рассчитываются по перемещению поршня.
,
где 
=1мм/мм - масштаб шкалы;
хa - перемещение поршня от ВМТ, соответствующее повороту коленчатого вала. Значения хa сводят в таблицу.
График силы N вычерчивают тонкими линиями. В предположении, что износ цилиндра пропорционален величине силы, строится эпюра износа методом графического суммирования.
2.3. Диаграммы крутящего момента двигателя
Кривая изменения тангенциальной силы Т в зависимости от угла a в определенном масштабе является кривой изменения крутящего момента одного цилиндра.
Для построения кривой суммарного момента многоцилиндрового двигателя с равномерным чередованием вспышек производят графическое суммирование кривых крутящих моментов каждого цилиндра, сдвигая одну кривую относительно другой на угол между вспышками.
aвсп = 7200/i,
где i - число цилиндров.
Диаграмма крутящего момента строится под индикаторной диаграммой в нижней левой части листа (рис.2.4.).
Крутящий момент определяем по формуле:
Мкр=RTFn*106 Hм,
где Т – тангенциальная сила, МПа;
Fn=pD2/4 – площадь поршня, м2;
R - радиус кривошипа, м.
Среднее значение суммарного крутящего момента можно определить по формуле:
,
где ОА - отрезок построения диаграммы;
F1,F2 - площади диаграмм;
- масштаб крутящего момента.
На втором листе (рис.2.5.) строится векторная диаграмма результирующей силы, действующей на шатунную шейку кривошипа.
На шейку кривошипа действуют силы Т,Z и центробежная сила части шатуна, совершающей вращательное движение КRШ.
Так как расчет ведется для постоянной частоты вращения коленчатого вала, то сила КRШ постоянна по величине и направлена по радиусу кривошипа от оси коленчатого вала.
КRШ = -(0,7...0,8)mшRw210-9, мПа,
где mш - масса шатуна, кг/м2;
R - радиус кривошипа в мм.
Оси координат (рис.2.5.) принимаем совпадающими с направлением сил Т и Z. Масштаб сил Т и Z должен быть одинаков. Для учета влияния центробежной силы перенесем начало координат по оси Z из точки О в точку О1, расположенную на расстоянии КRШ.
Для каждого положения кривошипа, начиная от О до конца цикла, из таблицы 2.1 берут величины сил Т и Z, откладывая их по осям в выбранном масштабе с учетом знака. Из концов этих векторов проводят перпендикуляры, точку пересечения которых отмечают соответствующим углом поворота коленвала. Полученные точки являются концами векторов суммарной силы, действующей на шатунную шейку для каждого угла поворота. Полученные точки соединяют плавной кривой, которая обозначает замкнутый контур.
2.5. Развернутая диаграмма нагрузок, действующих на шатунную шейку
Для нахождения максимальной, минимальной и средней нагрузок действующих на шатунную шейку, полярную диаграмму перестраивают в прямоугольные координаты Rшш-a (рис.2.6.).
Построение развернутой диаграммы ведут в следующем порядке:
- наносятся координаты оси Rшш-a и выполняется их разметка в соответствующих масштабах;
- из центра О1 полярной диаграммы измеряются вектора силы для 00, 300,600 и т.д. углов поворота кривошипа a и переносятся на прямоугольные координаты;
- полученные точки соединяют плавной кривой;
- развернутую диаграмму планиметрируют, находят ее среднюю ординату и проводят на чертеже среднюю линию, обозначающую среднюю нагрузку Rшш ср;
- по величине средней нагрузки проверяют шатунные подшипники по удельным нагрузкам.
2.6. Диаграмма износа шатунной шейки
На основании полярной диаграммы нагрузок на шатунную шейку коленчатого вала можно построить диаграмму износа шейки. Эта диаграмма дает возможность определить наиболее и наименее нагруженные участки шатунной шейки с целью правильного определения местонахождения маслянного отверстия. Кроме того диаграмма дает наглядное представление о характере износа шейки по всей окружности.
Построение диаграммы износа шатунной шейки осуществляют следующим образом (рис.2.7.):
- проводят окружность, изображающую в произвольном масштабе шатунную шейку и делят ее на равное количество участков лучами О1; О2 и т.д.;
- переносят луч с диаграммы износа параллельно самому себе на полярную диаграмму;
- определяют по полярной диаграмме сектор на шатунной шейке (по 600 в каждую сторону от рассматриваемого луча), в котором действующие силы Rшш создают нагрузку (износ) по направлению рассматриваемого луча;
- определяют величину каждой силы Rшш, действующей в секторе рассматриваемого луча для соответствующих углов и заносят в таблицу 2.2.;
- суммируют значения сил по рассматриваемому лучу в масштабе, эту нагрузку откладывают по лучу от окружности к центру;
- полученные точки построения соединяют плавной кривой, характеризующей износ шейки;
- определяют по диаграмме нагруженный и ненагруженный участки и определяются с местоположением оси маслянного отверстия.
Таблица 2.2.
2.7. Порядок построения полярной диаграммы нагрузок, действующей на коренную шейку коленчатого вала
Для построения полярной диаграммы необходимо знать схему коленчатого вала, порядок чередования вспышек (порядок работы цилиндров) и значения сил Т и R в диапазоне изменения углов a от 00 до 7200.
Построение диаграммы ведут следующим образом (рис.2.8.):
- определяют угол развала кривошипов коленвала, между которыми расположена коренная шейка aразв=720/i,
где i - число цилиндров двигателя;
- определяют угол между вспышками для цилиндров, где расположена рассматриваемая коренная шейка aвсп;
- наносят полярные оси Т и Z для цилиндров, с общим полюсом О, предварительно сдвинув их друг относительно друга на угол развала кривошипов;
- из расчетов выбирают значения сил Т1 и Z1 для a=00 и откладывают их на полярных осях 1-го цилиндра. Для второго цилиндра выбирают значения сил Т2 и Z2, но отстающие от первого на угол между вспышками. Полученные точки на первых и вторых координатных осях геометрически суммируют. Полученную точку обозначают углом поворота кривошипа a по 1-му цилиндру;
- полученные точки соединяют плавной кривой в порядке возрастания углов (от 0 до 7200);
- для учета центробежной силы вычисляют по формуле
С=mшк*R*w2*10-9, МПа,
где mшк = 0,725 mш- масса отнесенная к нижней головке шатуна.
В масштабе mр откладывают по положительным направлениям осей Z1 и Z2, а затем геометрически суммируют, конец равнодействующей будет новым полюсом О1 полярной диаграммы.
Примерный вид полярной диаграммы показан в приложении (8-ми цилиндровый двигатель).
При принятом способе построения масштаб сил на полярной диаграмме для коренной шейки будет в 2 раза большим, чем на всех предыдущих диаграммах.
Подобно рассматриваемому выше для шатунной шейки может быть построена диаграмма износа и для коренной шейки.
2.8. Развернутая диаграмма нагрузок, действующих на коренную шейку
Для нахождения максимальной, минимальной и средних нагрузок, действующих на коренной подшипник, полярную диаграмму переносят в прямоугольные координаты Rкш - a (рис.2.9.).
Порядок построения следующий:
- наносят прямоугольные координаты Rкш - a и выполняют разбивку осей в соответствующих масштабах;
- измеряют вектора силы из нового полюса полярной диаграммы О1 до точки соответствующего угла a и переносят на прямоугольные координаты;
- полученные точки соединяют плавной кривой в порядке возрастания углов;
-на диаграмме определяют максимальную, минимальную и среднюю нагрузки и проверяют коренной подшипник по удельным нагрузкам.
Примерный вид развернутой диаграммы приведен в приложении.
1. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей. - М.: Колос, 1992,-413с.
2. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн 1. Теория рабочих процессов: Учеб./ Луканин В.Н., Морозов К.А., Хачиян А.С. и др. Под ред. В.Н.Луканина. - М.: Высшая школа., 1995-368с.
3. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн 2. Динамика и конструирование: Учеб./ Луканин В.Н., Алексеев И.В., Шатров М.Г. и др. Под ред. В.Н.Луканина. - М.: Высшая школа., 1995-319с.
4. Учебное пособие к выполнению курсового проекта по дисциплине «Тракторы и автомобили» с использованием ЭВМ (тепловой и динамический расчет) – Новочеркасск: НИМИ, 1995, 45 с.
5. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобильные двигатели» (тепловой и динамический расчет автомобильных двигателей)–Зерноград: АЧГАА, 1997, 25с.
Примечание: 1. Для дизельных двигателей принимается a=1,7.
2. В курсовой работе проектирование и расчет сборочной единицы не выполняется