Дипломная работа: Расчёт бензинового инжекторного двигателя 84 кВт

Федеральное агентство по образованию

Сыктывкарский лесной институт (филиал)

Санкт- Петербургской государственной лесотехнической академии

им. С.М.Кирова

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Дисциплина: Автомобильные двигатели

Тема: Расчёт бензинового инжекторного двигателя 84 кВт

Выполнил Скоробогатых П. А.

Проверил Чурилов Ю.В.

Зав. кафедрой Чудов В.И.

Сыктывкар 2008

содержание

Введение

1. Тепловой расчёт бензинового двигателя

1.1 Топливо

1.2 Параметры рабочего тела

1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

1.4 Процесс впуска

1.5 Процесс сжатия

1.6 Процесс сгорания

1.7 Процессы расширения и выпуска

1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

1.9 Эффективные показатели двигателя

1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

1.11 Посторенние индикаторной диаграммы

2. Тепловой баланс двигателя

3. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

Введение

Современные наземные виды транспорта обязаны своим развитием главным образом применению в качестве силовых установок поршневых двигателей внутреннего сгорания. Именно поршневые ДВС до настоящего времени являются основным видом силовых установок, преимущественно используемых на автомобилях, тракторах, сельскохозяйственных, дорожно-транспортных и строительных машинах.

Являясь достаточно сложным агрегатом, любой двигатель должен вбирать в себя многие достижения постоянно развивающихся различных направлений и отраслей науки: химии и физики, гидравлики и аэродинамики, теплотехники и электроники, металлургии и сопротивления материалов, математики и вычислительной техники и т. д. и т. п.

Выполнение сегодняшних задач и движение к прогрессу требует от специалистов, связанных с производством и эксплуатацией автомобильных двигателей, глубоких знаний теории, конструкции и расчета двигателей внутреннего сгорания.

Прогресс в автомобильной промышленности, дальнейшее увеличение грузооборота автомобильного транспорта предусматривает не только количественный рост автопарка, но и значительное улучшение использования имеющихся автомобилей, повышение, культуры эксплуатации, увеличение межремонтных сроков службы.

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя, а также проверить степень совершенства действительного цикла реально работающего двигателя.

В данном учебном пособии основное внимание уделено расчету вновь проектируемого двигателя. В связи с этим приводятся основные положения, необходимые для выбора исходных параметров, которые используются при выполнении как теплового, так и последующих расчетов двигателя.

При расчете двигателя обычно задаются величиной номинальной мощности или определяют ее с помощью тяговых расчетов. Номинальной мощностью (N_е ) называют эффективную мощность, гарантируемую заводом-изготовителем для определенных условий работы. В автомобильных и тракторных двигателях номинальная мощность равна максимальной мощности при нормальной частоте вращения коленчатого вала. Выбор или задание номинальной мощности определяется прежде всего назначением двигателя (для легкового или грузового автомобилей, трактора); его типом (бензиновый - карбюраторный или двигатель с впрыском топлива, газовый, дизель); условиями эксплуатации и т.д. Мощность современных автомобильных и тракторных двигателей колеблется в очень широких пределах – 15 – 500 кВт.

Другим важнейшим показателем двигателя является частота вращения коленчатого вала, характеризующая тип двигателя и его динамические качества. На протяжении длительного времени существовала тенденция повышения частоты вращения коленчатого вала. Результатом этого являлось снижение основных размеров двигателя, его массы и габаритов. Однако с увеличением частоты вращения возрастают инерционные силы, ухудшается наполнение цилиндров, возрастает токсичность продуктов сгорания, повышается износ деталей и узлов двигателя, снижается его срок службы. В связи с этим в 60- 80-х годах частота вращения коленчатого вала двигателей практически стабилизировалась, а для отдельных типов автомобильных двигателей даже снижалась. Однако применение бензиновых двигателей с впрыском топлива во впускную систему и непосредственно в цилиндр позволило значительно увеличивать частоту вращения коленчатого вала при снижении токсичности отработавших газов.

1.Тепловой расчет бензинового двигателя

Исходные данные

В соответствии с ГОСТ Р 51105-97 /2/. для рассчитываемого двигателя принимаем бензиновое топливо марки Премиум – 95.

1.1 Топливо

Средний элементарный состав бензинового топлива:

Углерод: C=0,855; Водород: H₂ =0,145; Кислород: O₂ =0.

Низшая теплота сгорания бензина:

1.2 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива.

кмоль воздуха/кг топлива

где 0,208 – объемное содержание кислорода в 1кмоль воздуха.

кг воздуха/кг топлива

где 0,23 – массовое содержание кислорода в 1кг воздуха.

Коэффициент избытка воздуха.

Принимаем: .

Количество горючей смеси:

кмоль гор. смеси/кг топлива

где m_Т = 115 кг/моль – молекулярная масса паров бензина.

При неполном сгорании топлива продукты сгорания представляют собой смесь углекислого газа СО, водяного пара НО, кислорода О и азота N.

Количество отдельных компонентов продуктов неполного сгорания топлива:

Углекислого газа:

кмоль СО ₂ /кг топлива

Водяного пара:

кмоль Н ₂ О /кг топлива

Кислорода:

кмоль О ₂ /кг топлива

Азота:

кмоль N ₂ /кг топлива

Общее количество продуктов неполного сгорания топлива:

кмоль сгорания/кг топлива

1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Атмосферные условия

МПа и К.

Степень сжатия 11,3

Температура и давление остаточных газов.

К

МПа

1.4 Процесс впуска

Температура подогрева свежего заряда.

Рассчитываемый двигатель не имеет специального устройства для подогрева свежего заряда. Однако естественный подогрев заряда в бензиновом двигателе может достигать . Принимаем:

Потери давления на впуске

,

Примем

.

Давление в конце впуска составляет:

Коэффициент остаточных газов характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания и определяется по формуле:

Температура заряда в конце пуска определяется:

Коэффициент наполнения

1.5 Процесс сжатия

Для расчетов параметров в конце сжатия примем показатель политропы равный

.

Давление в конце сжатия:

Температура в конце сжатия:

Определим среднюю теплоемкость в конце сжатия

а) свежей смеси (воздуха)

,

где

б) остаточных газов определяем по рекомендации методического пособия.

в) рабочей смеси:

1.6 Процесс сгорания

Коэффициент молекулярного изменения горючей и рабочей смеси.

Определим теплоту сгорания рабочей смеси

Определим мольную теплоемкость продуктов сгорания

Температура в конце видимого процесса сгорания:

примем , получим

Отсюда имеем

Отсюда

Максимальное давление сгорания теоретическое:

Максимальное давление сгорания теоретическое:

Определим степень повышения давления

1.7 Процессы расширения и выпуска

Для определения параметров процесса расширения примем показатель политропы расширения

Определим давление :

Определим температуру:

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

Погрешность составляет:

Таблица 5

1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

Рабочий цикл двигателя внутреннего сгорания характеризуется индикаторными показателями:

Среднее индикаторное давление теоретическое:

Среднее индикаторное давление действительное:

Примем , получим

Определим индикаторный КПД:

Где плотность воздуха на впуске двигателя.

Удельный расход топлива

Таблица 6

1.9 Эффективные показатели двигателя

Эффективное давление определяется:

,

Где - среднее давление механических потерь. Для инжекторного двигателя составляет .

Механический КПД:

Эффективный КПД двигателя:

Определим эффективный удельный расход топлива:

Таблица 7

1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

Литраж двигателя:

Литраж одного цилиндра:

Примем соотношение хода поршня к диаметру и определим диаметр цилиндра.

Округлим до 85мм.

Определим ход поршня.

Определим основные параметры двигателя для полученных значений S и D.

Литраж двигателя:

Номинальная эффективная мощность

Номинальный крутящий момент

Часовой расход топлива

Таблица 8

1.11 Посторенние индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма ДВС строится с использованием данных теплового расчета, в выбранных масштабах. . В начале построения на оси абсцисс откладываем отрезок AB, соответствующий рабочему объему цилиндра, а по величине равный ходу поршня в масштабе M_S .

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня М_S =0,5мм в мм и масштаб давления М_Р =0,04 МПа в мм.

Величины в приведенном масштабе, соответствующему рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания.

Максимальная высота диаграммы (точка Z)

Ординаты характерных точек:

; ; ;

;

Построение политроп сжатия и расширения производится аналитическим или графическим методом. Построение политроп выполняем аналитическим методом, вычисляя 9 точек для промежуточных объемов, расположенных между V_c и V_a и между V_z и V_b по уравнению политропы . Для политропы сжатия , откуда

где P_x и V_x – давление и объем в искомой точке процесса сжатия.

Отношение V_a /V_x изменяется от 1 до . Для политропы расширения

а) политропа сжатия

Отсюда

где

б) политропа расширения

Отсюда

,

Результаты расчета точек представлены в таблице 1.

Таблица 9

Действительная или скругленная индикаторная диаграмма отличатся от расчетной за счет опережения зажигания или впрыска (т. с´), повышение давления в конце сжатия (т. c˝). Кроме того на рабочий процесс оказывает влияние период открытия и закрытия клапанов газораспределения (т. a´ a˝ b´ и r´). Для определения местоположения точек c´, b´, r´, a´ и a˝ следует задаться фазами газораспределения и углом опережения зажигания (впрыска), а также соотношение радиуса кривошипа R к длине шатуна L_ш . значение данного соотношения. Примем .

В соответствии с принятыми фазами газораспределением и углом опережения зажигания (впрыска) определяют положение точек r´, a´, a˝, c´ и b´ по формуле:

Результаты расчетов приводим в таблице 2

Таблица10

Положение точки с^" определяется из выражения

2.Тепловой баланс

Тепло, выделяющееся при сгорании топлива в цилиндрах двигателя, не может быть полностью преобразовано в полезную механическую работу. В реальном двигателе потери тепла возрастают из-за трения, теплообмена, неполноты сгорания и других причин. В связи с эти эффективный КПД цикла имеет меньшее значение по сравнению с термическим КПД, который всегда остается меньше единицы вследствие передачи части тепла холодному источнику.

Распределение тепловой энергии топлива, сгорающего в двигателе, наглядно иллюстрируется составляющими внешнего теплового баланса, которые определяются при установившемся тепловом состоянии двигателя в процессе его испытаний. Приближенно составляющие теплового баланса можно найти аналитически по данным теплового расчета двигателя.

Тепловой баланс позволяет определить тепло, превращенное в полезную эффективную работу, т.е. установить степень достигнутого совершенства теплоиспользования и наметить пути уменьшения имевшихся потерь. Знание отдельных составляющих теплового баланса позволяет судить о теплонапряженности деталей двигателя, рассчитать схему охлаждения, выяснить возможность использования теплоты отработавших газов и т.д.

Тепловой баланс двигателя характеризует распределение тепловой энергии сгоревшего топлива. Приближенно, составляющие теплового баланса можно определить аналитически по данным теплового расчета двигателя.

Уравнение теплового баланса:

Q_o = Q_e + Q_г + Q_в + Q_н.с. + Q_ост.

где Q_o – теплота, введенная в цилиндры двигателя с топливом при режиме номинальной нагрузки:

Q_e – теплота, превращенная в полезную (эффективную) работу

Q_г – теплота, потерянная с отработавшими газами,

где ,– молярные теплоемкости продуктов сгорания и свежего заряда, кДж/(кмоль·град.),

t_г , t_o – температура отработавших газов и свежего заряда, для расчета примем:

кДж/(кмоль·град),

кДж/(кмоль·град);

Q_в – теплота, передаваемая охлаждающей среде:

, Дж/с ,

где – коэффициент пропорциональности для 4-х тактных двигателей,

– эмпирический коэффициент, примем m = 0,6

– число цилиндров,

Q_ост – неучтенные потери теплоты:

Представим тепловой баланс в относительных единицах.

Знание абсолютных значений составляющих теплового баланса позволяет осуществить количественную оценку распределения теплоты в двигателе.

Величины отдельных составляющих теплового баланса двигателя не являются постоянными, а изменяются в процессе его работы в зависимости от нагрузки, быстроходности и других факторов.

Характер распределения теплоты, подводимой в цилиндр с топливом, в процессе превращения в полезную эффективную работу наглядно может быть представлен в виде кривых теплового баланса. Графические зависимости строятся на основании определения каждой составляющей в зависимости от частоты вращения, нагрузки, качества смеси и т.д.

Тепловой баланс

3. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

Внешняя скоростная характеристика позволяет провести анализ и дать оценку мощностных, экономических и эксплуатационных показателей при работе двигателя с полной нагрузкой.

При построение внешней скоростной характеристики двигателя используют результаты испытаний двигателя на специальных стендах, а на стадии проектирования двигателя можно использовать результаты теплового расчета.

В курсовом проекте внешнюю скоростную характеристику двигателя строим по результатам теплового расчета для режима номинальной нагрузки с использованием эмпирических зависимостей.

Построение кривых скоростей характеристики ведется в интервале от 1000 до 6300мин^-1

Расчетные точки кривой эффективной мощности определяются по следующим эмпирическим зависимостям через каждые 1000 мин^-1 :

Где, N_e и n_N – номинальная эффективная мощность (кВт) и частота вращения коленчатого вала (мин^-1 ) при этой мощности (по результатам теплового расчета);

N_ex и n_x – эффективная мощность (кВт) и частота вращения коленчатого вала (мин^-1 ) в искомой точке на кривой скоростной характеристики двигателя.

Для рассмотрения произведём расчёт только для одной точки х= 1 (), а результаты расчёта для других точек занесём в табл.11.

Мощность в расчётных точках, кВт :

По рассчитанным точкам в масштабе M_N строится кривая эффективной мощности.

Точки кривой эффективного крутящего момента (Н·м) определяются по формуле:

Расчетные точки кривой удельного эффективного расхода топлива q_e , г/(кВт·ч) определяются:

- для бензиновых двигателей:

где q_eN – удельный эффективный расход топлива при номинальной мощности принимается из теплового расчета, г/(кВт·ч).

Часовой расход топлива для расчетных точек, кг/ч:

;

Значение параметров скоростной характеристики рассчитываем по приведенным выше формулам и заносим в таблицу 3.

Таблица 11

4. Кинематический расчет КШМ

Цель кинематического расчета – определение перемещения, скорости и ускорения поршня от угла поворота коленчатого вала. Кинематический расчет выполняется только для двигателя с центральным КШМ.

Рис. 3. Кинематическая схема КШМ

S – ход поршня ( 77 мм);

s – путь поршня;

a – угол поворота коленчатого вала;

b - угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра;

R – радиус кривошипа (38,5 мм);

– длина шатуна;

– отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;

– угловая скорость вращения коленчатого вала;

Перемещение поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала

, мм

Расчет S_x производим аналитически через каждые 30° для одного оборота коленчатого вала, результаты расчета заносим в таблицу 12

Скорость поршня является переменной величиной и при постоянной частоте вращения коленчатого вала зависит от φ и λ.

V_n =R, м/с;

Результаты расчеты V_n заносим в таблицу 12.

Ускорение поршня:

, м² /с;

Результаты расчета j_n заносим в таблицу 12.

По данным результатам таблицы 12 строим графически S_x , V_n и j.

Таблица 12

5.Динамический расчет двигателя

Цель динамического расчета определение сил и моментов, действующих в КШМ, и установление закономерностей их изменения за рабочий цикл двигателя. Во время работы двигателя на детали КШМ действуют силы давления газов в цилиндре, силы инерции возвратно-поступательно движущихся и вращающихся масс. В течение каждого рабочего цикла (720°) силы, действующие в КШМ, непрерывно изменяются по величине и направлению. Характер изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала, их величины определяют для ряда отдельных положений вала (рекомендуется через каждые 30°).

Определение сил давления газов

Индикаторную диаграмму полученную в тепловом расчете , развертываем по углу поворота кривошипа по методу Брикса.

Поправка Брикса

Избыточное давление газов, приложенное к поршню, МПа

, (2.4)

где P_О – давление окружающей среды, P_О = 0,1 МПа;

P_Ц – текущее значение давления газов в цилиндре принимается по индикаторной диаграмме, МПа.

Сила давления газов в цилиндре КШМ, кН.

P_г =,

Площадь дна поршня.

Приведение масс частей КШМ

Масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава принято

)

Масса шатуна (для стального кованного шатуна принято )

Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для литого чугунного вала принято

).

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

Масса шатуна сосредоточенная на оси кривошипа:

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

Массы совершающие вращательное движение:

Удельные и полные силы инерции

Из таблицы 12 переносим значения j в таблицу 13 и определяем значения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущих масс

Центробежная сила инерции вращающих масс

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна

Удельные суммарные силы

Удельная сила (МПа), сосредоточенная на оси пальца

Удельная нормальная сила

.

Значения определяем для и заносим в таблицу14.

Удельная сила действующая вдоль шатуна

Удельная сила действующая по радиусу кривошипа

Удельная и полная тангенциальные силы в МПа и кН:

По данным таблицы строим графики изменения удельных сил ,,,,и в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала .

Крутящие моменты

Крутящий момент одного цилиндра равен

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками

Осуществляем табличным методом суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя через каждые 30 градусов угла поворота коленчатого вала и по полученным данным (таблица13) строим кривую в масштабе

.

Средний крутящий момент двигателя:

По данным теплового расчета

По площади заключенной под кривой

Ошибка

Максимальный и минимальный крутящие моменты.

Таблица13

Таблица14

Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Для проведения расчета результирующей силы, действующей на шатунную шейку рядного двигателя, составляем таблицу 15 в которую из таблицы 14 переносим значения силы Т.

Суммарная сила, действующая на шатунную шейку по радиусу кривошипа:

Результирующая сила R _Ш.Ш. , действующая на шатунную шейку, подсчитываем графическим сложением векторов сил T и P_k при построении полярной диаграммы . Масштаб сил на полярной диаграмме для суммарных сил Значения для R _Ш.Ш для различных φ и по ним строим диаграмму R _Ш.Ш в прямоугольных координатах.

Таблица15

По полярной диаграмме строим диаграмму износа шатунной шейки . Сумму сил , действующих по каждому лучу диаграммы износа (от 1 до 12), определяем с помощью таблицы 16. По данным таблицы 16 в масштабе по каждому лучу откладываем величину суммарных сил от окружности к центру. По лучам 4 и 5 силы не действуют, а по луча 6,7,8 действуют только в интервале .

По диаграмме износа определяем расположение оси масляного отверстия ().

Уравновешивание двигателя

Силы и моменты, действующие в КШМ, непрерывно изменяются и, если они неуравновешенны, вызывают сотрясение и вибрацию двигателя, передаваемое раме автомобиля.

Условия уравновешенности двигателя с любым числом цилиндров:

а) результирующие силы инерции первого порядка и их моменты равны нулю:

и

б) результирующие силы инерции второго порядка и их моменты равны нулю:

и

в) результирующие центробежные силы инерции и их моменты равны нулю:

и

Схема сил инерции, действующих в КШМ четырехцилиндрового рядного двигателя, показана на схеме.

Схема сил инерции, действующих в четырехцилиндровом рядном двигателе.

Порядок работы двигателя 1 – 3 – 4 – 2 или 1 – 2 – 4 – 3. Промежутки между вспышками 180˚.

Коленчатый вал имеет кривошипы расположенные под углом 180˚.Как видно из схемы

; ; ; ; ;

Следовательно, для данного двигателя неуравновешенными являются силы инерции второго порядка P_jII , которые из-за сложности их уравновешивания остаются неуравновешенными. Некоторые двигатели имеют коленчатые валы с противовесами для уменьшения центробежных сил, действующие на коренные подшипники.

Таблица16

Расчет маховика

Основное назначение маховика – обеспечение равномерности хода двигателя и создание необходимых условий для преодоления кратковременных перегрузок и облегчения трогания автомобиля с места.

Расчет маховика сводится к определению момента инерции J_m и основных размеров.

Для расчетов можно принять:

J_m = (0,8…0,9)J₀ ,

где J₀ – момент инерции движущихся масс КШМ, приведенных к оси коленчатого вала.

кг м² ;

где L_изб – избыточная работа крутящего момента, определяемая по графику крутящего момента двигателя

Дж,

где F_абс – площадь над прямой среднего крутящего момента в мм² ,

М_м – масштаб кривой М_кр , Н·м в мм,

М_φ = 4π/iОА, рад в мм

– масштаб угла поворота.

Коэффициент неравномерности хода принимается по рекомендации:

δ = 0,01…0,02.

Из уравнения момента инерции маховика:

принимаемая по рекомендации,

D_ср = (2…3)S,

получим:

где D_ср – диаметр окружности, проведенной через центр тяжести сечения маховика, м

S – ход поршня, м,

m – расчетная масса маховика, кг.

6. Расчет шатунной группы

Расчет поршневой головки шатуна

Из теплового расчета:

Определим основные размеры головки шатуна:

Длина поршневой головки с плавающим пальцем:

Внутренний диаметр поршневой головки шатуна.

Без втулки:

С втулкой:

.

Наружный диаметр головки:

.

Радиальная толщина стенки головки:

Радиальная толщина стенки втулки:

Материал шатуна – углеродистая сталь 45Г2; Е_ш = 2,2·10⁵ МПа;

α_г =1·10^-5 1/К;

Материал втулки – бронза;

Е_в = 1,15·10⁵ МПа; α_г =1,8·10^-5 1/К.

Предел прочности , пределы усталости при изгибе и растяжении – сжатии . Предел текучести .

Коэффициенты приведения при изгибе и растяжении- растяжении сжатии .

Определяем при изгибе:

При растяжении-сжатии:

Расчет сечения I-I. Максимальное напряжения пульсирующего цикла.

Где масса части головки выше сечения I-I:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений

- эффективный коэффициент концентрации напряжений. - определены по таблице.

Так как

,

то запас прочности определяется по пределу усталости

Напряжения от запрессованной втулки

- натяг посадки бронзовой втулки

- температурный натяг.

- средний нагрев головки и втулки.

Суммарный натяг:

Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой.

Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки.

Напряжение от суммарного натяга на наружной поверхности головки

Расчет сечения А-А на изгиб.

Максимальная сила, растягивающая головку на номинальном режиме работы двигателя.

.

Нормальная сила и изгибающий момент

Где - угол заделки.

Средний радиус головки:

Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы.

Напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы:

Где

- площадь поперечного сечения головки шатуна

- площадь поперечного сечения втулки.

Суммарная сила, сжимающая головку:

Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы:

Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы:

Максимальное и минимальное напряжение асимметричного цикла:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений

Так как

,

то запас прочности определяется по пределу текучести

Расчет кривошипной головки шатуна

Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеем:

Определим основные размеры кривошипной головки шатуна:

Диаметр шатунной шейки:

Толщина стенки вкладыша:

Расстояние между шатунными болтами:

Длина кривошипной головки

Максимальная сила инерции:

Момент сопротивления расчетного сечения

Где - внутренний радиус кривошипной головки шату

Заключение

В данном курсовом проекте представлен расчет ,бензинового ижекторного двигателя. В ходе расчетов был определен рабочий объем двигателя, который составляет 1,447л. Диаметр цилиндра составляет 80мм а ход поршня 72 мм. Двигатель по расчетам получился мощностью 73 кВт при 6200 мин^-1 и крутящем моменте в 112,44 Н·м Двигатель обладает хорошей топливной экономичностью - расход топлива 16,8 кг топлива в час при 6200 об/мин.. Двигатель с такими показателями можно использовать на легковых автомобилях среднего класса.

Библиографический список

1. Богатырев А.В. Автомобили/А.В. Богатырев.- М.: Колос,2001.-496 с.

2. Колчин А.И. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей: учебное пособие для вузов/А.И.Колчин. – М.: Высшая школа, 2002.- 496с.

3. Методические указания: "Программа, методические указания, задания на контрольные работы и курсовой проект для студентов специальности 190601 " Автомобили и автомобильное и автомобильное хозяйство", Сыктывкар 2007г.