«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания»



Скачать 314.94 Kb.
страница1/4
Дата27.02.2013
Размер314.94 Kb.
ТипДокументы
  1   2   3   4


Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции

и ордена Трудового Красного Знамени

государственный технический университет им . Н. Э. Баумана

Факультет:

«Энергомашиностроение»







Кафедра:

«Поршневые и комбинированные ДВС» (Э-2)




РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА



К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ НА ТЕМУ:






«Проектирование и расчет на прочность

Двигателя Внутреннего Сгорания»






Студент




(Питиков А. А.)







(фамилия, инициалы)







Группа

Э 2 – 101







(индекс)

Руководитель проекта




(Краснокутский А.Н.)







(фамилия, инициалы)

Москва 2006

СОДЕРЖАНИЕ

Задание на курсовой проект .......................................................

3

1. Исходные данные, необходимые для проектирования двигателя...............

4

2. Тепловой расчет рабочего процесса .......................................................

5

3. Динамический расчет двигателя .......................................................

7

3.1. Уравновешивание двигателя .......................................................

8

4. Расчет шатунно-поршневой группы .......................................................

11

4.1. Тепловой расчет поршня .......................................................

11

4.2. Расчет на прочность поршневого кольца .......................................

19

4.3. Расчет на прочность поршневого пальца .......................................

22

4.4. Расчет на прочность шатуна и шатунного болта .......................

26

4.5. Расчет на прочность коленчатого вала................................................

37

Вывод ................................................................................

49

Используемая литература ................................................................................

50



задание на курсовой проект
Спроектировать дизель для автомобиля Ne = 90 кВт, n = 4200 мин-1
1. Исходные данные необходимые для проектирования двигателя
Необходимо спроектировать дизельный 4-х тактный двигатель.

Основные требования предъявляемые к двигателю:

  1. Обеспечение необходимой мощности (не менее 90 кВт.)

  2. Удовлетворение экологическим стандартам EURO – 2.

  3. Минимизация расхода топлива.

  4. Общетехнические требования.

В качестве прототипа проектируемого двигателя был выбран

двигатель ЗМЗ-514

Данный двигатель имеет следующие технические характеристики:

Диаметр цилиндра и ход поршня 87/94 мм

Эффективная мощность Ne = 90 кВт

Частота вращения коленчатого вала n = 4200 мин-1

Степень сжатия ε = 16.5

Число цилиндров i= 4

Рабочий объём Vh = 2,23 л

Минимальный удельный эффективный расход топлива ge = 245 г/кВт*час

Давление наддува Pk = 0.24 МПа

Порядок работы цилиндров 1 — 3 — 4 — 2
Для проектируемого двигателя выберем следующие параметры:

Диаметр цилиндра и ход поршня 87/94 мм

Эффективная мощность Ne = 90 кВт

Частота вращения коленчатого вала n = 4200 мин-1

Степень сжатия ε = 16.5

Число цилиндров i = 4

Порядок работы цилиндров 1 — 3 — 4 — 2

2. Тепловой расчет рабочего процесса
Целью данного расчета является определение изменения давления в цилиндре, определения характеристик тепловыделения, температуры и угла поворота коленчатого вала. Расчет рабочего процесса будем производить с помощью программы NKIU.





ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ПО ПРОЦЕССУ

DC..-диаметр цилиндра...=. .087 м S...-ход поршня.........= .094 м

EO..-степень сжатия.....= 16.50 LAMS-отношение R/L......= .274

ND..-частота вращения...= 4200. мин-1ZC..-число цилиндров....= 4 цил

EM..-механический КПД...= .855 KPDK-КПД компрессора....= .650

KPDT-КПД турбины........= .710 PK..-давление наддува...= .243 МПа

DP..-потери давления....= .0050 МПа TK..-температура воздуха= 425.0 К

PO..-давление окр.среды.= .1013 МПа TO..-температура среды..= 293.1 К

PT..-давление перед турб= .216 МПа PZT.-давлен.за турбиной.= .101 МПа

B1..-угол начала выпуска= 114.0 град B12.-конец откр.вып.орг.= 178.0 град

B13.-начало закрытия вып= 306.0 град B2..-закр.вып.органов...= 370.0 град

FB..-макс эф.сеч.вып.орг= .00029 кв.мH1..-угол начала впуска = 347.0 град

H12.-конец откр.впус.орг= 400.0 град H13 -начало закр.впус.ор= 540.0 град

H2..-закрытие впус.орг..= 590.0 град FH..-макс.эф.сеч.впус.ор= .00030 кв.м

BPER-парам.перемешивания= .990 HU..-теплота сгорания...= 42500.0 КДж/кг

QC..-цикл.подача топлива= .0000440 кгFOPT-опережение впрыска.= -20.0 град

FZ..-продолжит.горения..= 70.0 град XT.-доля сгор.по кин.мех= .015

FCT.-угол макс.кин.скор.= 3.5 град MT..-показатель кин.сгор= 1.00

MW..-показ.диффуз.сгоран= .50 ALFAE= ALFAMAX/ALFAсредн= 1.025

ALFAR-отн.радиус ALFAMAX= .700 ALFC-показатель степени = .0491

CG..-множитель фор.Вошни= 110.0 CU..-окружная скор.вихря= 30.3 м/с

C2-коэф.формулы теплообм= .00324 SMA -шаг интегрирования = 2.00 град

AA..-шаг печати.........= 5.00 град VKAM-объем доп.камеры...= .00 см3

MFK.-эфф.сечение канала.= 6.000 см2

Выпускные органы - клапана

Впускные органы - клапана

Турбокомпрессор с газовой связью

Моделируется двигатель с воспламенением от сжатия

Тепловыделение по NKI

Теплообмен по Вошни




Средняя температура пов-ти головки поршня TPOR= 340.0 гр.C

Средняя температура поверхности крышки TKR= 320.0 гр.C

Средняя температура поверхности втулки TVT= 180.0 гр.C

Отношение площади цилиндра

к площади поверхности поршня (крышки) OFKP= 1.00




FTI= 3.57702 TI= .000142 ANB= -16.42298







Показатели теплоотдачи




Доля потерь в охлажд= -.220575 Потери через втулку = -.065119

Потери через поршень= -.076771 Потери через крышку = -.078684

Потери в дополн.кам.= .000000 Сред.коэфф.теплоотд.= 1053.4 Вт/м2*К

Результ.темпер.газов= 1142.1 С




Показатели газообмена

Масса газа на впуске= .00091 кг/ц Масса газа на вып. = .00095 кг/ц

Заброс в коллектор = -.0000064 кг/ц Давл.насосных ходов = -.1560 МПа

Коэффиц. наполнения = .828 Коэфф.остаточн.газов= .0315

Kоэффиц. продувки = .988 Коэф.избытка воздуха= 1.396

Коэф.избыт.возд.сумм= 1.396




Макс.давл.в.цилиндре= 16.62 МПа Макс.давл.в.вихр.кам= 16.62 МПа

Средн.индикат.давлен= 1.534 МПа Индикат. расход топл= .1848 кг/кВт*ч

Давл.газов перед тур= .2290 МПа Темп.газов перед тур= 920.0 К

Мощность турбины = 17.72 кВт Потр.мощность компр = 16.33 кВт

Разность мощн.в Ре = .0000 МПа Индикаторный КПД = .458

Давление мех.потерь = .2224 МПа Полученный мех. КПД= .753

Период задержки восп= 3.58 гр.пкв Угол начала горения = -16.42 гр.пкв




Эффективные показатели двигателя

Средн.эффек.давление= 1.155 МПа Эффективный расход = .2454 кг/кВт*ч

Эффективный КПД = .345 Эффективная мощность= 90.37 кВт


3. Динамический расчет.
Целью динамического расчета является определение величин сил и моментов действующих в двигателе, необходимых в дальнейшем для расчета элементов двигателя на прочность и определения нагрузок на подшипники.

Нагрузки, действующие в кривошипном механизме двигателя, делятся на силы от давления газов в цилиндре, силы инерции движущихся масс механизма, силы трения и момент сопротивления. Силы инерции движущихся масс кривошипного механизма, в свою очередь, делятся на силы инерции масс, движущихся возвратно-поступательно, и силы инерции вращательно-движущихся масс. Динамический расчет будем производить для суммарных сил. Исходной для расчета является суммарная сила P, действующая на поршень. Она представляет собой алгебраическую сумму сил Pг и Pj.

P = Pг + Pj

Сила P, действующая вдоль оси цилиндра, может быть разложена на две составляющие:

Перпендикулярную к оси цилиндра: N = P tg β

Направленную по оси шатуна: К = P (1/cos β)

Сила N – боковая сила, прижимает поршень к стенке цилиндра.

Сила К – сжимает или растягивает шатун, передаётся на коленчатый вал.

Силу К можно разложить на две составляющие:

Z - нормальную силу, направленную по радиусу кривошипа:

Z = K*cos (α + β) = P(cos(α + β)/cos(β))

T – тангенциальную силу, касательную к окружности радиуса кривошипа:

T = K*sin (α + β) = P*(sin(α + β)/cos(β))

Сила T даёт крутящий момент Mкр на плече r кривошипа:

Mкр = T*r = P*(sin(α + β)/cos(β)) r = P* r *(sin α + tg β cos α )

Динамический расчет двигателя будем производить с помощью программы Kval v4.0, при помощи которой были получены диаграммы ( см. Динамический расчет).
3.1 Уравновешивание двигателя
И
з условия равномерности чередования рабочих ходов угол заклинки кривошипов коленчатого вала для 4-хтактного 4-хцилиндрового двигателя: =720/4=180.
Порядок работы цилиндров: 1-3-4-2. Коленчатый вал зеркально симметричный, поэтому начало системы координат удобно выбрать на середине третьей коренной шейки. Проекции центробежных сил инерции на ось y:



так как

R – радиус кривошипа;

mвр – масса Мвр, отнесенная к площади поршня;

Mвр – масса вращающихся частей, расположенных на оси шатунной шейки коленчатого вала.

Мврк2,

где Мк – масса неуравновешенной части кривошипа;

М2 – масса части шатуна, отнесенной к оси коленчатого вала.

Проекции центробежных сил инерции на ось z:



, так как

Проекции сил инерции возвратно-поступательно движущихся частей первого порядка на ось z:



т.к. .

Проекции сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс второго порядка на ось z:



где F – площадь поршня.

Мпдп1 , где

Мп – масса комплекта поршня,

М1 – масса части шатуна, отнесенной к поршню.

Таким образом, центробежные силы и силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс первого порядка сбалансированы. Остались несбалансированными силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс второго порядка, которые обычно для данного класса двигателя не балансируют из-за их малого воздействия.

Теперь необходимо рассмотреть суммы моментов сил инерции вокруг оси y:







Таким образом, в данном двигателе в целом все силы и моменты, кроме сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс второго порядка сбалансированы. Однако на вторую и четвертую коренные шейки коленчатого вала действуют местные моменты от центробежных сил РсI, PcII и PcIII, PcIV соответственно, на третью коренную шейку – силы PcIII, PcIV и их моменты. Эти силы и моменты можно сбалансировать с помощью противовесов.

Рассмотрим схему с восемью противовесами, что позволяет разгрузить все коренные шейки, тогда:

;

где rпр – радиус центра тяжести противовеса.



где Мш.ш. – масса шатунной шейки коленчатого вала;

Мщ.н. – масса неуравновешенной части щеки.

Мш.ш.=0,477 кг,

Мщ.н.=0,019 кг,

Мк=0,477+0,038=0,515 кг.

М2=0,633 кг, тогда mврк2=0,515+0,633=1,148 кг.

Принимаем rпр=0,045 м, тогда

Мпр=(1,1480,047)/(20,045)=0,586 кг.


4. Расчет шатунно - поршневой группы
4.1. тепловой расчет поршня
Поршень является важнейшей деталью двигателей внутреннего сгорания. На него действуют высокие механические и особенно тепловые нагрузки. В настоящее время созданы поршни определенных типов, предназначенные для применения в двигателях с заданным уровнем формирования и назначения.

При работе двигателя поршень испытывает высокие тепловые и механические нагрузки. Во время работы поршень непосредственно находится в соприкосновении с раскаленными газами и интенсивно от них нагревается. Отвод же тепла от поршня затруднителен и происходит в стенки цилиндра через кольцо и частично в масло, находящееся в картере. Нагар, образующейся на днище поршня, ухудшает охлаждение его свежей смесью.

Вследствие трудностей охлаждения поршня его максимальная рабочая температура в центре днища достигает 350 С и по мере удаления от днища резко снижается до 170С.

Неравномерный нагрев различных участков поршня вызывает возникновение в нем температурных напряжений.

Помимо тепловых нагрузок, поршень находится под действием значительных сил от давления газов и сил инерции. При передаче этих сил на шатун появляется дополнительная сила N, действующая нормально к стенке цилиндра. Силы давления газов прогибают днище поршня.

Деформация днища передается жестко связанным с ним бобышкам, которые удалены от центра поршня. Менее жесткие боковые стенки поршня приближены к его центру и придают поршню форму овала.

Дополнительная сила бокового давления N деформирует стенки поршня и цилиндра, которые принимают форму овала, вытянутого перпендикулярно оси поршневого пальца. Аналогичные деформации поршень получает и в результате нагрева.

Совместные деформации поршня и гильзы могут привести к возникновению натяга, если между ними в нерабочем состоянии не будет требуемого зазора.

Необходимость в зазоре обусловлена и тем, что коэффициент линейного расширения алюминиевого поршня почти в 2 раза больше коэффициента линейного расширения стальной гильзы. Диаметральные зазоры в холодном состоянии поршня подбирают так, чтобы допустить свободное расширение поршня при его нагреве.

Исходя из указанных условий работы, к комплекту конструкции поршня предъявляются следующие требования:

  • достаточная герметичность против утечки газов из полости цилиндра;

  • необходимая прочность и жесткость при существующих силовых и температурных нагрузках;

  • малая масса;

  • хорошая теплопроводность, обеспечивающая интенсивный отвод тепла в стенки цилиндра и масло;

  • отсутствие пропуска масла из картера в камеру сгорания цилиндра;

  • хорошие антифрикционные свойства с целью уменьшения мощности, затрачиваемой на трение;

  • высокая стойкость против газовой коррозии.

Опасным, для двигателей внутреннего сгорания является увеличение амплитуды циклических напряжений, которое может привести к появлению в напряженной зоне бобышек поршня трещин, которые возникают обычно в районе внутренней кромки, сверху от отверстия под поршневой палец, и распространяются в направлении, близком к плоскости, параллельной оси цилиндра. С увеличением расстояния от днища поршня до отверстия под поршневой палец в зоне бобышки понижается температура материала, а следовательно, повышается усталостная прочность, что в свою очередь снижает склонность к трещинообразованию. Недостатком такого решения является увеличение высоты и массы поршня. Для уменьшения напряжений в бобышках сокращают расстояние между ними, вследствие чего уменьшится удельное давление на опорную поверхность в бобышках, а также прогиб поршневого пальца. Однако в этом случае сокращается длина верхней головки шатуна и могут ухудшиться условия работы подшипниковой пары шатун — поршневой палец. Поэтому в некоторых конструкциях торцы бобышек расположены наклонно, а верхняя головка шатуна имеет клинообразную форму. В случае уменьшенного размера применяют поршневой палец увеличенного диаметра при неподвижном болтовом соединении его с шатуном. Повышению работоспособности бобышек способствует предварительная пластическая деформация опорных поверхностей в холодном состоянии. Диаметр пальца следует делать по возможности большим. Кроме того, снижение локальных перегрузок на опорах может быть достигнуто применением пальца со специальной формой наружной поверхности, согласованной с его линией прогиба при нагружении в момент достижения максимального давления в цилиндре.

К материалам для изготовления поршней предъявляются следующие требования: материал поршня должен быть возможно малой плотности, иметь низкий коэффициент линейного расширения, обладать износостойкостью, высокой теплопроводностью, в том числе при повышенных температурах, иметь хорошую обрабатываемость. В зависимости от назначения двигателя и типа конструкции поршня могут применяться различные материалы. Поршни двигателей многих типов, прежде всего автомобильных и тракторных, изготовляют из легких сплавов литьём в кокиль или штамповкой. В первом случае применяются эвтектические силумины типа АЛ 25 (11-13% Si) и заэвтектические, содержащие присадки меди, никеля, магния и марганца. Поршни штампуют из сплавов АК 4, АК 4 – 1. отличающихся высокими прочностными свойствами при повышенных температурах. В нашем случае мы выбираем способ изготовления заготовки поршня с помощью литьём в кокиль. Данный способ изготовления заготовки удовлетворяет всем необходимым требованиям, предъявляемым к заготовкам поршней дизелей данного типа.

Расчет выполнен в трехмерной постановке методом конечных элементов с помощью программного комплекса ANSYS 8.1. Для этого средствами программы SolidWorks 2004 создадим упрощенную твердотельную модель поршня. Передадим модель в ANSYS по схеме: SolidWorks  Parasolid v.11  ANSYS.

За критерий работоспособности принимается температура в канавке первого поршневого кольца, которая не должна превышать 2200С и температура днища поршня, которая не должна быть более 3500 С.
Задание граничных условий
В качестве граничных условий принимают коэффициент теплоотдачи  и температуру Т.

Суммарный теплообмен между головкой поршня и газом характеризуется средним за цикл коэффициентом  и результирующей температурой цикла. Данные параметры определяются в ходе теплового расчёта и являются граничными условиями на днище поршня.

Граничные условия приведены в таблице. На огневой поверхности поршня температуру среды принимаем равной средней температуре цикла (1415 К), а коэффициент теплоотдачи рассчитываем из среднего коэффициента теплоотдачи цикла (1053 Вт/(м2*К)) по эмпирическому графику, температура масла 85 C. Теплообменом между цилиндрической поверхностью поршневой канавки и кольцом пренебрегаем. Толщина масляного зазора меду гильзой и поршнем принимается равной 20 мкм. На остальных поверхностях параметры теплообмена возьмем из опыта предыдущих расчетов.
Граничные условия для теплового расчета представлены в таблице:

№ зоны

, Вт/(м2К)

t, К




№ зоны

, Вт/(м2К)

t, К

1

900

1415




8

40000

458

2

1000

1415




9

5000

453

3

1100

1415




10

10000

448

4

1050

1415




11

0

443

5

0

483




12

30000

438

6

15000

468




13

5000

433

7

0

463




14

15000

428

15

0

423




22

1750

358

16

30000

418




23

1750

358

17

5000

413




24

1750

358

18

1750

358




25

1750

358

19

1750

358




26

1750

358

20

1750

358




27

1750

358

21

1750

358

















Результаты расчета при отсутствии охлаждения внутренней полости поршня:





Результаты расчета c охлаждения внутренней полости поршня:




В результате расчета получили, что при данном температурном режиме поршень оказался работоспособен. Максимальные нагрузки испытывает кромка камеры сгорания, которая нагревается до 322 0C (то есть ниже температуры плавления алюминия), а в районе первого компрессионного температура 218 0C.

4.2 Расчет поршневого кольца
Расчету подлежат только компрессионные кольца, а в особенности первое из них, так как оно находятся в наиболее худших условиях работы. В результате непосредственного соприкосновения с горячими газами и с горячим участком поршня, а также вследствие большой работы трения, производимой первым поршневым кольцом, оно сильно нагревается. Отвод тепла от кольца ограничен, так как тепло отводится только в стенку цилиндра, имеющую температуру в среднем около 100˚С. Вследствие этого максимальная температура кольца в зоне замка достигает 250-300˚С и возникают значительные трудности в обеспечении смазки верхнего кольца, особенно при положении поршня в В.М.Т. В этой зоне трение кольца о стенку близко к полусухому, что вызывает увеличенный износ кольца и данного участка цилиндра. Основное требование, предъявляемое к кольцам, заключается в том, чтобы они плотно прилегали к стенке цилиндра и к стенкам канавок в поршне.

Основные допущения расчета:

Постоянство давления по всей окружности кольца.

Задаётся отношение t / D = 1 / 20.

4.3. Расчет на прочность

поршневого пальца

4.4. Расчет на прочность шатуна и шатунного болта

4.5 Расчет на прочность коленчатого вала
Коленчатый вал находится под воздействием внешних сил и моментов от сил давления газов и сил инерции движущихся масс. Одновременно в вале могут возникнуть напряжения от крутильных и изгибных колебаний. Резкое изменение сечений и направления осей отдельных элементов вала, а также характер распределения действующих сил приводит к неравномерности напряжений по длине вала и его поперечным сечениям. Неравномерность напряжений усиливается концентрацией напряжений в галтелях щек и у краев масляных отверстий шеек вала. В связи с этим действительные напряжения могут значительно превышать номинальные, вычисленные по формулам сопротивления материалов. Вследствие сложной формы кривошипа напряжения в нем, даже вне зон концентраций, могут отклоняться от номинальных, как это, например, наблюдается в поперечном сечении шатунной шейки при кручении.

Величина номинальных напряжений в стальных коленчатых валах существующих конструкций при изгибе не превышает 20% и при кручении 15%, соответствующих пределов прочности, что означает малоэффективное использование материала. Номинальные нормальные и касательные напряжения получаются при расчетах коленчатых валов низкими и не позволяют правильно оценить напряженное состояние элементов кривошипа. Поэтому наряду с определением номинальных напряжений вал необходимо рассчитывать на усталость с учетом возникающих концентраций напряжений и определять запасы прочности на характерных режимах работы двигателя.

В существующих методах расчета не учитываются деформации картера, упругая осадка опор вала, несоосность отдельных подшипников и износ коренных шеек, возникающие в процессе эксплуатации. Все эти факторы не принимаются во внимание при определении опорных реакций вала, знание которых необходимо при расчете его на прочность.

Общепринятой расчетной схемой в настоящее время является разрезная схема, когда из коленчатого вала вырезается один кривошип, работающий в условиях максимального размаха знакопеременных изгибающих и скручивающих моментов и сил.

Поломки коленчатого вала, как показала статистика дефектов, носят обычно усталостный характер и вызываются переменными напряжениями изгиба и кручения. Разрушение отдельных элементов кривошипа начинается в местах концентрации напряжений: у краев масляных отверстий коренных и шатунных шеек или в местах сопряжения шеек со щеками (на галтелях). При усталостном разрушении шейки вала от переменных напряжений кручения на её поверхности образуется спиральная трещина, идущая от краёв масляного отверстия в направлении щек. Усталостное разрушение щеки от переменных напряжений изгиба, сжатия (растяжения) и кручения начинается в середине щеки по сечении галтели – в месте максимальной концентрации напряжений.

Прочность коленчатого вала зависит от:

  1. Размеров и форм отдельных элементов – коренных и шатунных шеек и щек.

  2. Влияния факторов понижающих прочность – концентраторов напряжения, возникающих в галтелях и у краев масляных отверстий.

  3. Применяемых методов упрочнения – механических, термохимических и термических обработок.

  4. Характеристик механической прочности материала – пределов текучести, выносливости при изгибе и знакопеременном кручении.

Расположения волокон, зависящего от способа формирования кривошипа. Расчет на прочность коленчатого вала будем производить с помощью программы Kval v4.0
  1   2   3   4

Похожие:

«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания» iconДвигатель внутреннего сгорания (VII класс)
Задачи урока. Сформировать знания учащихся о работе пара и газа на примере изучения двигателя внутреннего сгорания. Ознакомить учащихся...
«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания» iconУрок №. Дата тема «Работа газа и пара при расширении. Двигатель внутреннего сгорания. Паровая турбина. Кпд теплового двигателя»
Сформировать знание учащихся о работе пара и газа на примере изучения двигателя внутреннего сгорания (двс)
«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания» icon«Тепловые двигатели. Двигатель внутреннего сгорания»
Сформировать знания о работе пара и газа на примере изучения двигателя внутреннего сгорания (двс)
«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания» icon11. циклы двигателей внутреннего сгорания
Сади Карно. Он обосновал принцип работы двигателя внутреннего сгорания (двс) с предварительным сжатием воздуха в 1824 г., но по ограниченным...
«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания» icon5. 0 Влияние двигателя внутреннего сгорания на окружающую среду
Двигатель внутреннего сгорания является источником выброса в атмосферу вредных для окружающей среды и здоровья человека токсичных...
«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания» iconДвигатель внутреннего сгорания
Применение двигателей внутреннего сгорания чрезвычайно разнообразно: они приводят в движение самолеты, теплоходы, автомобили, тракторы,...
«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания» iconРасчет и исследование идеального цикла двигателя внутреннего сгорания
Исходные данные выбираются из табл. 1 приложения в соответствии с порядковым номером в групповом журнале. При этом для студентов...
«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания» iconИстория создания двигателей внутреннего сгорания берёт своё начало в 1801 году. 1801 год, французский инженер, профессор механики Филипп Лебон берёт патент на изготовление нового двигателя внутреннего сгорания
Продукты горения в дальнейшем, расширяясь, оказывали давление на окружающую среду. Стало ясно, что если создать соответствующие условия,...
«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания» iconДвигатели внутреннего сгорания. Их преимущества и недостатки
Новые конструкторские решения, внедренные в двигатель внутреннего сгорания; Ст
«Проектирование и расчет на прочность Двигателя Внутреннего Сгорания» iconМоу «Лицей №43» (естественно-технический)
Двигатель внутреннего сгорания (сокращённо двс) — это тип двигателя, тепловой машины, в которой химическая энергия топлива
Разместите кнопку на своём сайте:
ru.convdocs.org


База данных защищена авторским правом ©ru.convdocs.org 2016
обратиться к администрации
ru.convdocs.org