Расчет индикаторных показателей рабочего цикла и эффективных параметров двигателя

Главными показателями рабочего цикла являются: среднее ин­дикаторное давление P_i, индикаторная мощность N_i, индикаторный КПД μ_i и удельный индикаторный расход топлива g_i.

Качество работы' двигателя оценивается по основным эф­фективным показателям: среднему давлению р_е, мощности N_e, КПД μ_e, удельному расходу топлива g_e.

1.7.1. Расчет индикаторных показателей цикла

Среднее индикаторное давление р₈ есть условное постоянное давление, при действии которого на поршень за один такт совер­шается работа, равная индикаторной работе цикла Lj. Величина Ц эквивалентна площади F_i «скругленной» индикаторной диаграммы ac'c'zba для карбюраторного ДВС (рис. 1.2) и ac'c"z'zb'ba — для дизеля (рис. 1.3).

При графоаналитическом способе P_i (МПа) находят по фор­муле

(64)

где μ_p — масштаб давления при построении индикаторной диа­граммы, МПа/мм; F — площадь „скругленной" индикаторной диаграммы, мм²; l — длина основания индикаторной диаграммы, соответствующая длине отрезка АВ (см. рис. 1.2), мм.

При аналитическом способе расчета р_; находят из соотношения

(65)

где ν_i — коэффициент полноты индикаторной диаграммы, равный для карбюраторных двигателей 0,92 — 0,97, для дизелей — 0,92 — 0,95; p — теоретическое индикаторное давление, которое находится по следующим формулам:

— для карбюраторного двигателя

(66)

— для дизельного двигателя

Ориентировочные величины р_; при работе двигателей с номи­нальной нагрузкой таковы: для 4-тактных карбюраторных — 0,8 — 1,2 МПа, для 4-тактных газовых двигателей с искровым зажига­нием — 0,5 — 0,7, для 4-тактных безнаддувных дизелей — 0,75 — 1,05, для дизелей с газотурбинным наддувом — до 2,2 МПа.

Индикаторный КПД μ_i характеризует эффективность теплоиспользования в действительном цикле и представляет собой отношение теплоты, эквивалентной индикаторной работе цикла Ц, ко всему количеству теплоты выделяемой при сгорании топлива. При расчете теплоты, выделяемой при сгорании 1 кг жидкого или 1 м газообразного топлива,:

Величину μ_i определяют по следующим формулам:

— для двигателей, работающих на жидком топливе,

(68)

— для двигателей, работающих на газообразном топливе,

(69)

где M_i’ — количество свежего заряда, кмоль; — температура на впуске, К; — низшая теплота сгорания топлива, р_в — плотность воздуха на впуске, ; — давление воздуха на впуске, МПа. В двигателях без наддува (со свободным впуском)

У современных автотракторных двигателей, работающих на но­минальном режиме, индикаторный КПД составляет: у карбюра­торных двигателей — 0,28 — 0,38, у дизелей — 0,42 — 0,52, у газовых двигателей — 0,26 — 0,34.

Оценка топливной экономичности действительных циклов дви­гателей, работающих на жидком топливе, проводится по удельному индикаторному расходу топлива g_i:

(70)

У двигателей, работающих на газовом топливе, топливная эко­номичность рабочего цикла может быть оценена расходом теплоты на единицу индикаторной мощности двигателя (МДж/кВт·ч):

(71)

При работе двигателя на номинальном режиме g_i соответствует следующим величинам: для карбюраторных двигателей — 235 — 290, для дизелей — 175 — 220 г/кВт • ч, для газовых двигателей — 10,5 — 14,0 МДж/кВт•ч.

1.7.2. Расчет эффективных показателей работы двигателя

При совершении рабочего цикла не вся индикаторная мощность Nj передается потребителю, то есть превращается в эффективную. Часть ее затрачивается в самом двигателе на преодоление раз­личных сил трения, привод вспомогательных механизмов, совер­шение насосных ходов. Потери индикаторной мощности на пре­одоление внутренних сопротивлений оценивают величиной мощ­ности механических потерь N_M или средним давлением механических потерь р_м. Последнее зависит от типа двигателя, числа и диаметра цилиндров, скорости поршня, материала, из которого он изготовлен, качества обработки и сборки сопряженных деталей, сорта применяемого масла, теплового состояния двигателя и других факторов.

Изменение р _м от частоты вращения коленчатого вала имеет линейную зависимость и может быть приближенно определено по следующему эмпирическому выражению [16]:

(72)

где — постоянные коэффициенты, значения которых для различных типов двигателей приведены в табл. 1.8; n — частота вращения вала двигателя, об/мин.

Таблица 1.8

Тип двигателя	а	b
Карбюраторный	0,035	5·10-5
Дизель с неразделенной камерой сгорания	0,067	5,2·10-5
Дизель вихрекамерный	0,092	1,01·10-4

 

Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя, работающего на номинальном режиме, равно 0,15 — 0,25, для дизелей — 0,20 — 0,30 МПа.

При расчете эффективных показателей двигателя определяют прежде всего среднее давление р_е, КПД μ_е и удельный расход топлива g_e. Среднее эффективное давление р_е характеризует по­лезную работу, получаемую с единицы рабочего объема цилиндра, и представляет собой условное постоянное давление в цилиндре двигателя, при котором работа, произведенная за один ход поршня, равняется эффективной работе цикла. Величину р_е находят по формуле

(73)

Оценочным показателем механических потерь в двигателе яв­ляется механический КПД двигателя :

(74)

Величина показывает, какая доля (процент) индикаторной мощности преобразуется в эффективную (полезную).

Значения для различных типов двигателей, работающих на номинальном режиме, представлены в табл. 1.9.

Таблица 1.9

Тип двигателя	μм	ре
Карбюраторный Газовый Дизель без наддува Дизель с наддувом	0,70-0,85 0,75-0,85 0,70-0,82 0,80-0,90	0,6-1,1 0,50-0,75 0,55-0,85 до 2,0

 

Эффективность теплоиспользовання в двигателе с учетом ме­ханических потерь определяется эффективными КПД μ_е и удель­ным расходом топлива представляет собой отношение ко­личества теплоты, эквивалентной полезной работе цикла L_е, к общему ее количеству, выделяемому при сгорании топлива:

(75)

Так как то

• (76)

Для двигателей, работающих на жидком топливе, удельный эффективный расход g_e — это количество топлива, расходуемое для получения 1 кВт эффективной мощности в течение часа:

(77)

Для двигателей, работающих на газовом топливе, удельный эффективный расход теплоты

(78)

Расчетные величины для автотракторных двигателей, работающих на номинальном режиме, должны соответствовать зна­чениям, приведенным в табл. 1.10.

Таблица 1.10

Тип двигателя	μм	ge, г/кВт·ч
Карбюраторный Газовый Дизель с разделенной камерой сгорания Дизель с неразделенной камерой сгорания	0,25-0,33 0,23-0,30 0,31-0,37   0,35-0,40	250-370 14-17 МДж/кВт·ч 245-285   210-260

 

При известном g_e и заданной N_e расход топлива G_T опре­деляют по формуле

(79)

где — эффективная мощность двигателя.

 

1.7.3. Определение основных конструктивных размеров и удельных параметров двигателя

Основными конструктивными размерами двигателя, определя­ющими величину рабочего объема являются диаметр цилиндра D и ход поршня

По заданным параметрам эффективной мощности N_e, номи­нальной частоте вращения n, числу цилиндров i, тактности т, выбранному значению , расчетному среднему эффективному давлению р_е находят рабочий объем цилиндра двигателя [10]:

(80)

V_h может быть также найден из уравнения:

(81)

откуда диаметр цилиндра

(82)

Отношение при проектировании двигателей выбирают в следующих пределах: для тракторных и комбайновых — 0,9 — 1,2, для автомобильных дизелей — 0,9 — 1,05, для карбюраторных двигателей — 0,8 — 1,0. При выборе S/D необходимо учитывать, что от данного параметра зависят габаритные размеры и масса двигателя, его износ, величина тепловых и механических нагрузок. Минимальное его значение ограничивается, как правило, услови­ями прохождения противовесов под кромкой поршня при его на­хождении в НМТ. Нужно также иметь в виду скоростной режим работы двигателя. С увеличением частоты вращения коленчатого вала возрастают скорость поршня и, следовательно, механические потери и его износ. Поэтому с повышением п отношение S/D стремятся уменьшить.

Определив диаметр цилиндра, по выбранному отношению S/D находят ход поршня. Полученные показатели округляют до целых чисел и рассчитывают уточненные основные параметры дви­гателя:

— радиус кривошипа

(83)

— литраж двигателя

(84)

— эффективную мощность

(85)

— эффективный крутящий момент

(86)

— расход топлива

(87)

— среднюю скорость поршня

(88)

При номинальной частоте вращения средняя скорость поршня находится в следующих пределах: для автомобильных двигателей — 8 — 15, для тракторных — 5 — 11 м/с.

Литровая мощность двигателя

(89)

поршневая мощность

(90)

Показатели для различных типов двигателей должны

соответствовать величинам, представленным в табл. 1.11.

Таблица 1.11

 

Тип двигателя	Nл, кВт/ч	Nп, кВт/дм2
Карбюраторный: Для легковых Для грузовых Дизель: Автомобильный Тракторный	15-41 11-33   10-20 7-15	17-35 11-22   13-25 8-15

 

1.7.4. Оценка уровня теплонапряженности деталей

цилиндропоршневой группы проектируемого дизельного двигателя

Для сравнительной оценки уровня теплонапряженности поршня на стадии проектирования нового или форсируемого двигателя используют параметр А. К. Костина g_n [11]:

(91)

где В — постоянный коэффициент (для четырехтактных двига­телей В=1); — среднее эффективное давление, МПа; — удельный эффективный расход топлива, • ч; — темпе-

ратура воздуха на впуске после компрессора, К; Т_о — температура окружающего воздуха, К; D — диаметр цилиндра, мм; rj_v — коэф­фициент наполнения; р_к — давление наддувочного воздуха, МПа. Параметр g_n пропорционален тепловому потоку, идущему через днище поршня дизеля, который позволяет оценивать теплонапряженность поршня (в условных единицах) в зависимости от параметров рабочего процесса и режима работы двигателя. Его предел для отдельных конструктивных типов поршней соответствует следующим значениям: чугунные неохлаждаемые поршни — 4,0, неохлаждаемые поршни из легких сплавов — 6,0, поршни, охлаждаемые опрыскиванием оребренных днищ маслом — 6,6 — 6,8, поршни с циркуляционным масляным охлаждением — 8,0, с активным масляным охлаждением (взоалтыванием) — 10,0.

 

1.8. Тепловой баланс двигателя

Тепловой баланс двигателя показывает распределение теплоты, выделяемой при сгорании топлива:

(92)

где — общая теплота топлива (кДж/ч), определяемая по его расходу (кг/ч) и низшей теплоте сгорания

(93)

— теплота, превращенная в полезную работу, кДж/ч:

(94)

— теплота, передаваемая охлаждающей среде. Она может быть рассчитана по эмпирическим формулам [16]. Для карбю­раторного двигателя

(95) для дизельного двигателя

(96)

где — коэффициент пропорциональности (для 4-тактных дви­гателей — 0,45 — 0,53); i — число цилиндров; m` — показатель степени (для 4-тактных двигателей — 0,6 — 0,7); n — частота вращения коленчатого вала, об/мин;

— количество теплоты, теряющейся с отработанными газами, которое рассчитывается по формуле

(97)

где — соответственно молярные теплоемкости продуктов сгорания и свежего заряда, кДж/(кмоль • К) (для безнад­дувных ДВС вместо подставляют );

— теплота, потерянная вследствие неполного сгорания, кДж/ч. Если двигатели работают на смеси с а > 1, то при расчете теплового баланса включается в остаточный член баланса

Для карбюраторных двигателей, работающих с а < 1, ко­личество теплоты, которое не может выделиться из-за недостатка кислорода, находят из выражения

(98)

где — количество теплоты, теряющейся из-за неполного сго-.рания,

(99)

— остаточный член теплового баланса, характеризующий неучтенные потери теплоты и точность расчета теплового баланса, кДж/ч:

(100)

Тепловой баланс можно определять в процентах по отношению ко всему количеству теплоты, выделенной при сгорании посту­пившего в двигатель топлива [16]:

(101)

где

Примерныезначения отдельных составляющих теплового ба­ланса различных типов двигателей (в процентах) представлены в табл. 1.13.

Таблица 1.13

Показатель	Двигатели
карбюраторные	газовые	дизельные
qe	24-30	26-32	37-40
qохл	20-35	15-30	18-23
qог	35-55	30-45	30-40
qнс	0-30	0-5	0-5
qост	3-10	4-10	2-5

 

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕОРЕТИЧЕСКОЙ

ВНЕШНЕЙ СКОРОСТНОЙ И РЕГУЛЯТОРНОЙ ХАРАКТЕРИСТИК ДВИГАТЕЛЯ

Скоростная характеристика двигателя представляет собой за­висимость мощностных, топливно-экономических и других пока­зателей от частоты вращения коленчатого вала. Она может быть получена опытным либо расчетным (теоретическим) способом. Ус­ловия экспериментального определения скоростной и регуляторной (как правило, для дизельного двигателя) характеристик регламен­тируются соответствующими ГОСТами [4, 5]. Характеристики да­ют наибольшую информацию для последующего анализа динами­ческих и экономических свойств тракторов и автомобилей при эксплуатации. Построение характеристик на основе расчетных дан­ных следует рассматривать как приближенные решения, позволя­ющие делать ориентировочные заключения по проектируемому двигателю или предварительно оценивать показатели его работы.

Определение теоретической внешней скоростной характеристи­ки предполагает, что карбюраторный двигатель работает, при пол­ностью открытой заслонке, а дизельный — при положении рычага управления регулятором, соответствующем полной подаче топлива.

Внешняя скоростная характеристика двигателя может быть рас­считана одним из следующих способов [3,5].

1. Устанавливают функциональные зависимости параметров

получаемых при тепловом расчете двигателя, от частоты вращения коленчатого вала или от нагрузки. Затем тепловые расчеты проводят для 5 — 7 значений частоты вращения коленчатого вала или нагрузки при сохранении основных размеров двигателя, соответствующих номинальному ре­жиму. На основании данных тепловых расчетов для каждого ско­ростного (нагрузочного) режима работы двигателя строят графи­ческие зависимости: Данный способ рекомендуется применять для расчетов на ПЭВМ, так как он требует больших затрат времени.

2. Записывают эмпирические зависимости текущих показателей двигателя от частоты вращения коленчатого вала, в кото­рых.исходными служат величины, определенные методом тепло­вого расчета для номинального режима. Текущие показатели рас­считывают для 5 — 7 значений частоты вращения. По результатам расчета строят скоростную характеристику. На графике выде­ляют следующие наиболее характерные скоростные режимы дви­гателя:

n_min — наименьшая частота вращения коленчатого вала, работающего под нагрузкой при полностью открытом дросселе, либо дизеля, работающего при полной подаче топлива. Для карбюра­торных двигателей, n_min равно 1 000 — 1 200, для дизелей — 600 — 800 об/мин;

n — номинальная частота вращения коленчатого вала; n_max — частота вращения вала двигателя, при которой достига­ется, максимальная мощность;

M_Kmax — частота вращения коленчатого вала, при которой двигатель развивает максимальный крутящий момент (ориентиро­вочно для дизелей для карбюраторных двигателей

n_{xx max} — максимальная частота вращения коленчатого вала при работе двигателя на холостом ходу; для автотракторных дви-, гателей

— наименьшая частота вращения, при которой двигатель может устойчиво работать на холостом ходу.

Расчет показателей внешней скоростной характеристики кар­бюраторного и дизельного двигателей проводится в диапазоне ча­стот вращения с интервалом 100 — 200 об/мин. При определении значений эффективной мощности могут быть исполь­зованы следующие эмпирические зависимости [14]:

— для карбюраторных двигателей

(102)

— для дизелей с неразделенными камерами сгорания

(103)

— для дизелей с вихревыми камерами сгорания

(104)

— для дизелей с предкамерами

(105)

где — максимальное значение эффективной мощности по скоростной характеристике, кВт; — номинальная мощность двигателя, кВт; — мощность в искомой точке скоростной

характеристики, кВт; — текущее (задаваемое) значение час­тоты вращения коленчатого вала, об/мин.

Обычно для карбюраторных автомобильных двигателей = (1,04... l,08)N_H, соответствующая ей частота вращения = = (0,8... 0,95)п„. Для многих марок двигателей можно принимать

Значения крутящего момента двигателя для каждого скоростно­го режима вычисляют по формуле

(106)

 

Текущий удельный эффективный расход топлива g_{c x} рассчи­тывается по следующим формулам [14]:

— для карбюраторных двигателей

(107)

— для дизелей

(108)

где — удельный эффективный расход топлива при

максимальной и номинальной мощностях двигателя. Для карбю­раторных двигателей

Значения расхода топлива (кг/ч) для каждого скоростного режима находят из выражения

(109)

По данным табл. 2.1 строится внешняя скоростная характери­стика двигателя, примерная форма которой изображена на рис. 2.1.

По приведенной характеристике определяют коэффициент при­способляемости двигателя:

(ПО)

Для карбюраторных двигателей он должен быть равен 1,1 — 1,4, для дизелей с корректором — 1,15— 1,20, без корректора — 1,00 — 1,05. Чем больше численное значение К, тем выше ди­намические качества автомобиля или трактора.

Для автотракторных дизелей вместо скоростной строят регуляторную характеристику, которая, как правило, представлена в функции частоты вращения коленчатого вала

(рис. 2.2) [15].

На регуляторной характери­стике выделяют две ветви: регуляторную и корректорную. Первая определяется в диапазо­не частот вращения от n_{xx max} до n_н, вторая — от n_н до n_{мк max}

На внешней ветви отмечают также безрегуляторный участок характеристики от n_min до n_м.

Максимальная частота вра­щения холостого хода зависит от степени неравномерности ре­гулятора и определяется по формуле [6]

(111)

где — степень неравномер­ности регулятора, равная 0,05 — 0,10.

Расчет и построение регуля­торной характеристики в функции частоты вращения коленчатого вала производятся следующим образом. На корректорной ветви значения крутящего момента для задаваемых текущих частот вращения находят по формулам, приведенным ниже [3]:

при

(112)

при

(113)

где К — коэффициент приспособляемости; — номинальный крутящий момент, который может быть найден из выражения

(114)

Количество значений п_х на корректорной ветви рекомендуется принимать от 3 до 5.

Вычислим мощность двигателя N_{e x} на корректорной ветви для выбранных частот вращения вала двигателя n_х:

(115)

Текущий удельный эффективный расход топлива g_ex на кор­ректорной ветви находят по формулам (107), (108). Текущий рас­ход топлива на корректорной ветви равен:

(116)

При определении регуляторной ветви характеристики на этом участке делается допущение о линейном изменении большинства показателей двигателя в зависимости от частоты вращения [6, 15]. Это позволяет строить регуляторные ветви отдельных по­казателей и др.) по двум точкам, одна из которых соответствует номинальному показателю, а другая — его величине при максимальной частоте вращения холостого хода _тах.

При эффективная мощность, крутящий момент

Расход топлива дизельным двигателем при максимальной частоте вращения холостого хода составляет примерно 20 — 30% от номинального [16], т. е.

Удельный расход топлива по регуляторной ветви характе­ристики возрастает от номинального , соответству­ющего режиму холостого хода. Для промежуточных точек можно рассчитать по формуле

(117)

Для построения регуляторной характеристики в функции час­тоты вращения на оси абсцисс в масштабе откладывают значения п, а по оси ординат — показатели (см. рис. 2.2).

По данным табл. 2.2 также может быть построена регуляторная характеристика в функции эффективной мощности, т. е. п, М_к,, (рис. 2.3). Представление характеристики в функции

N_e более удобно для анализа ее регуляторного участка и опреде­ления оценочного удельного расхода топлива gg _оц.

Оценочный удельный расход топлива по ГОСТ 18509—88 рас­считывается как средняя арифметическая величина 10 значений удельного расхода топлива по регуляторной ветви характеристи­ки, определенных через равные интервалы мощности в диапазоне от максимальной до 50 % от номинальной:

(118)

Для оценки динамических качеств дизельных двигателей по регуляторной характеристике в соответствии с ГОСТ 18509—88 [5] рассчитывают номинальный коэффициент крутящего момента

(119)

Для автотракторных дизелей значения должны быть не менее 10-15%.

 

3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА ДВИГАТЕЛЯ

Основной задачей кинематического расчета кривошипно-шатун-ного механизма двигателя является определение перемещения скорости и ускоренияпоршня в зависимости от угла

поворота коленчатого вала:

(122)

где — радиус, кривошипа, м; — угловая скорость вращения коленчатого вала, с^-1; φ — текущий угол поворота коленчатого вала ( φ= 0 ° в начале впуска при положении поршня в ВМТ); — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, для тракторных ДВС равно 0,24 — 0,31, для автомобиль­ных - 0,26 - 0,33 [1].

При выборе необходимо учитывать следующие факторы.

1.С увеличением (при укорочении шатуна) возрастает угол отклонения шатуна от оси цилиндра, что приводит к повышению бокового давления поршня на стенку цилиндра и, следовательно, к увеличению механических потерь и износу со­пряжения поршень — гильза.

2. С повышением возрастают инерционные силы P_ji второго порядка.

3. С увеличением уменьшаются габаритная высота и, сле­довательно, масса двигателя.

В уравнениях (120), (121), (122) переменным параметром явля­ется угол <р. Подставив ряд значений углов <р от 0 до 360 ° в эти урав­нения, найдем параметры , соответствующие задаваемым углам поворота коленчатого вала. Тригонометрические составляю­щие в данных выражениях при различных даны в прил. 5 — 7.

 

4. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

ДВИГАТЕЛЯ

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма дви­гателя заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих в результате давления газов и сил инерции. По ним проводятся расчеты основных деталей на прочность, а также сте­пени неравномерности крутяще­го момента.

Во время работы двигателя на детали КШМ действуют силы давления газов в цилиндре Pj?, инерции возвратно-поступатель­но движущихся масс Pj и цен­тробежные силы Р_с вращающих­ся масс (рис. 4.1).

Величина и направление сил, действующих в КШМ, изменя­ются в течение каждого рабоче­го цикла. Поэтому для выявле­ния характера изменения этих сил в зависимости от поворота коленчатого вала их определяют через каждые 10 — 30 °.

Силы давления газов, дейст­вующие на поршень, для упро­щения динамического расчета заменяют силой Р, направленой по оси цилиндрак оси поршневого пальца.

Рис. 4.1. Силы, действующие в КШМ

Для каждого поворота коленчатого вала φ ее находят по индикаторной диаграмме, построенной на основании теплового расчета.

4.1. ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ В КООРДИНАТАХ Р — φ

Перестроение индикаторной диаграммы из координат р — V в развернутую диаграмму по углу поворота коленчатого вала осу­ществляется по методу профессора Ф. А. Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой строят полуокружность с радиусом г (см. рис. 1.2, а), имея в "виду, что Полуокружность делят на дуги с центральным углом 30°, точки полуокружности соединяют с центром 0, затем смещают его в сторону НМТ на величину Из нового центра 0 строят лучи параллельно радиусам, проведенным к точкам на окружности. Из полученных точек про­водят перпендикуляры к диаметру окружности и продолжают их до пересечения с линиями индикаторной диаграммы. Эти точки дают значения давления газов р_г, соответствующие данному углу поворота кривошипа.

Справа от диаграммы р — V чертят прямоугольные координат­ные оси (см. рис. 1.2,6). Ось абсцисс (ось р) должна находиться на одном уровне с линией атмосферного давления на индикаторной диаграмме и иметь длину, равную (в масштабе φ) продолжитель­ности рабочего цикла в одном цилиндре двигателя. Затем ось аб­сцисс диаграммы Р — φ разбивают на одинаковые интервалы (30 °) и через полученные точки деления проводят вертикальные линии. На каждую из них проецируют точки 1, 2, 3 и другие из инди­каторной диаграммы р — V и на развернутой индикаторной диаг­рамме Р — φ получают соответственно точки 1,2,3 и т. д. Таким же образом находят остальные точки диаграммы Р — φ. Соединив их плавной кривой, получают развернутую индикатор­ную диаграмму. Если умножить полученные ординаты на масштаб силы давления газов , то развернутая диаграмма будет являться также графиком сил давления газов по углу поворота коленчатого вала:

(123)

где F_n — площадь днища поршня.

(124)

где у — высота ординаты, мм.

По данным табл. 4.4 на новой координатной сетке, которую рекомендуется размещать под координатной сеткой графиков сил строится график тангенциальной силы в том же масштабе, что и графики сил (рис. 4.2).

Рис. 4.2. Примерный вид трафика изменения тангенциальной силы 4-тактного двигателя

Силу К, действующую вдоль щеки кривошипа, рассчитывают по формуле

(130)

Значения тригонометрического многочлена cos (φ +)5)/cos/3 для различных углов φ представлены в прил. 10.

Направления положительных и отрицательных сил Т и К по­казаны на рис. 4.1.

Рис. 4.3. Примерный вид графика изменения силы К = f(y>) 4-тактного двигателя

 

4.5. ПОСТРОЕНИЕ ГРАФИКА КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА ДВИГАТЕЛЯ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СРЕДНЕГО ЭФФЕКТИВНОГО МОМЕНТА

Кривая изменения силы является также кривой изме-

нения индикаторного крутящего момента одноцилиндрового 4-такт­ного двигателя в масштабе (рис. 4.4, а).

Кривая суммарного крутящего момента многоцилиндрового дви­гателя строится методом графического суммирования кривых кру­тящих моментов каждого цилиндра [7, 16]. Суть данной методики сводится к следующему: на графике от начала координат откла­дывают угловой интервал, вычисляемый по формуле

(131)

Масштаб должен быть равен масштабу . График крутя­щего момента одного цилиндра делится по оси абсцисс на равные част