Аннотация

Двигатель внутреннего сгорания с электронной системой управления для легкового автомобиля. : ЮУрГУ, ММФ, 110 с., 10 илл. Библиография литературы – 13 наименований. 10 листов чертежей ф. А1, 9 листов приложений.

В данном дипломном проекте разработан двухтактный бензиновый двигатель для легкового автомобиля, а также для приведения в действие электрических генераторов мощностью 7501000 Вт, насосов, компрессоров и других механизмов воздушного охлаждения мощностью 1,5 кВт при частоте вращения коленчатого вала 3000 мин. Дипломный проект состоит из пояснительной записки и графической части, в которую входят графики к тепловому, кинематическому и динамическому расчетам двигателя, поперечный разрез двигателя, чертежи, схемы и графики к спец вопросу, демонстрационный лист экономической части. В пояснительной записке произведены тепловой расчет двигателя на режиме номинальной мощности, кинематический и динамический расчеты КШМ, расчеты на прочность деталей кривошипношатунного и газораспределительного механизмов, расчет кинематики и динамики механизма газораспределения, расчет систем двигателя.

Advertisement
Узнайте стоимость Online
  • Тип работы
  • Часть диплома
  • Дипломная работа
  • Курсовая работа
  • Контрольная работа
  • Решение задач
  • Реферат
  • Научно - исследовательская работа
  • Отчет по практике
  • Ответы на билеты
  • Тест/экзамен online
  • Монография
  • Эссе
  • Доклад
  • Компьютерный набор текста
  • Компьютерный чертеж
  • Рецензия
  • Перевод
  • Репетитор
  • Бизнес-план
  • Конспекты
  • Проверка качества
  • Единоразовая консультация
  • Аспирантский реферат
  • Магистерская работа
  • Научная статья
  • Научный труд
  • Техническая редакция текста
  • Чертеж от руки
  • Диаграммы, таблицы
  • Презентация к защите
  • Тезисный план
  • Речь к диплому
  • Доработка заказа клиента
  • Отзыв на диплом
  • Публикация статьи в ВАК
  • Публикация статьи в Scopus
  • Дипломная работа MBA
  • Повышение оригинальности
  • Копирайтинг
  • Другое
Прикрепить файл
Рассчитать стоимость

Содержание

Введение 9

1 Тепловой расчет 17

1.1 Выбор исходных данных 17

1.2 Расчет параметров рабочего тела в процессе впуска 19

1.3 Расчет процесса сжатия 20

1.4 Расчет процесса сгорания 21

1.5 Расчет процесса расширения

1.6 Индикаторные показатели цикла 24

1.7 Определение эффективных показателей двигателя, диаметра цилиндра и хода поршня 24

2 Внешняя скоростная характеристика двигателя 26

2.1 Определение мощностных показателей 26

2.2 Определение экономических показателей 26

3 Тепловой баланс двигателя 28

4 Кинематика и динамика двигателя 30

4.1 Кинематический расчет 30

4.2 Выбор исходных данных 31

4.3 Динамический расчет 32

4.3.1 Силы давления газов 32

4.3.2 Приведение масс частей КШМ 33

4.3.3 Силы инерции 34

4.3.4 Суммарные силы 34

4.3.5 Крутящие моменты 35

4.3.6 Силы, действующие на шатунные шейки 37

4.3.7 Силы, действующие на коренные шейки 38

5 Уравновешивание двигателя и расчет маховика 39

5.1 Уравновешивание двигателя 39

5.2 Расчет маховика 40

6 Расчет на прочность деталей КШМ 42

6.1 Расчет поршневой группы 42

6.1.1 Расчет поршня 43

6.1.2 Расчет поршневого кольца 45

6.1.3 Расчет поршневого пальца 47

6.2 Расчет шатунной группы 50

6.2.1 Расчет поршневой головки шатуна 50

6.2.2 Расчет кривошипной головки шатуна 54

6.2.3 Расчет стержня шатуна 55

6.2.4 Расчет шатунного болта 57

6.3 Расчет коленчатого вала 59

6.3.1 Расчет коренной шейки 60

6.3.2 Расчет шатунной шейки 62

6.3.3 Расчет щеки 63

6.3.4 Расчет шатунного подшипника 68

7 Расчет корпуса двигателя 70

7.1 Расчет гильзы цилиндра 70

7.2 Расчет головки блока цилиндров 71

7.3 Расчет шпильки головки блока цилиндров 71

8 Расчет систем двигателя 74

8.1 Система смазки 74

8.1.1 Приготовление топливной смеси 74

8.2 Расчет элементов системы охлаждения 74

8.2.1 Расчет поверхности воздушного охлаждения 75

8.3 Выбор пускового устройства 76

8.4 Общие сведения 76

8.5 Разработка системы непосредственного впрыска топлива 79

9 Организационноэкономическая часть 84

9.1 Анализ технического уровня и прогрессивности проектируемой конструкции 84

9.2 Расчет затрат на производство детали 86

9.3 Расчет себестоимости двигателя 88

9.4 План маркетинга 89

9.5 Оценка коммерческой состоятельности дипломного проекта 90

9.6 Оценка результатов 90

10 Безопасность жизнидеятельности 95

10.1 Проектирование двигателя внутреннего сгорания с учетом требований охраны труда 95

10.2 Токсичность и дымность выхлопных газов ДВС 96

10.3 Расчет вибрации 99

10.4 Расчет уровня шума 100

10.5 Пожарная безопасность двигателя 101

10.6 Общие требования безопасности, предъявляемые к конструкции автомобиля 101

10.7 Требования безопасности, связанные с обслуживанием

Автомобиля 102

10.8 Требования безопасности перед началом работы 103

10.9 Требования безопасности во время эксплуатации автомобиля 104

10.10 Меры безопасности при эксплуатации электрооборудовании 107

11 Гражданская оборона 109

Литература 110

Приложения

1 Графическая часть на 10 листах, ф. А1

2 Спецификации на 2 листах, ф. А4

3 Компьютерные расчеты на 9 листах, ф. А4

Внимание!

Это ОЗНАКОМИТЕЛЬНАЯ ВЕРСИЯ работы №3318, цена оригинала 1000 рублей. Оформлена в программе Microsoft Word.

ОплатаКонтакты.

Введение

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) – это наиболее распространенный источник энергии для транспортных средств. Этот двигатель вырабатывает мощность за счет преобразования химической энергии топлива в теплоту, которая затем преобразуется в механическую работу.

Преобразование химической энергии в теплоту осуществляется при сгорании топлива, а последующий переход теплоты в механическую работу осуществляется за счет внутренней энергии рабочего тела, которое, расширяясь, выполняет работу.

В качестве рабочих тел в ДВС используются газы, давление которых возрастает за счет сжатия.

Двигатель является на автомобиле основным источником механической энергии и используется в качестве силовой установки, приводящей машину в движение. Поршневыми двигателями внутреннего сгорания комплектуется большинство современных автомобилей. В поршневых двигателях давление газов, образующееся от сгорания топлива в камере сгорания, воспринимается поршнем, движущимся в цилиндре. Возвратнопоступательное движение поршня посредством кривошипношатунного механизма преобразуется во вращательное движение коленчатого вала.

Поршневые двигатели внутреннего сгорания можно условно классифицировать:

1) по способу смесеобразования и виду применяемого топлива;

2) по способу осуществления рабочего цикла;

3) по числу цилиндров и их расположению;

4) по способу охлаждения и смазки деталей и т.п.

По типу топлива двигатели разделяются на следующие группы:

1) Бензиновые двигатели ( Petrol ) имеют принудительное зажигание топливовоздушной смеси искровыми свечами. Принципиально различаются по типу системы питания:

В карбюраторных системах питания смешение бензина с воздухом начинается в карбюраторе и продолжается во впускном трубопроводе. В настоящее время выпуск таких двигателей практически прекращено изза высокого расхода топлива и несоответствия предъявляемым современным экологическим требованиям.

Во впрысковых (инжекторных ) двигателях топливо может распылятся одним инжектором (форсункой) в общий впускной трубопровод (центральный, моновпрыск) или несколькими инжекторами перед впускными клапанами каждого цилиндра двигателя (распределенный впрыск). В этих двигателях, возможно, небольшое увеличение максимальной мощности и снижение расхода топлива и уменьшение токсичности отработавших газов за счет рассчитанной дозировки топлива блоком электронного управления двигателем;

Двигатели с непосредственным впрыскиванием бензина в камеру сгорания, который подается в цилиндр несколькими порциями, что оптимизирует процесс сгорания, позволяет двигателю работать на обедненных смесях, соответственно максимально уменьшается расход бензина и выброс вредных веществ в атмосферу.

2) Дизельные двигатели (Diesel) — поршневые двигатели внутреннего сгорания с внутренним смесеобразованием, в которых воспламенение смеси дизельного топлива с воздухом происходит от возрастания ее температуры при сжатии. По сравнению с бензиновыми, дизельные двигатели обладают лучшей экономичностью (примерно на 1520%) благодаря более чем в два раза большей степени сжатия, значительно улучшающей процессы горения топливо воздушной смеси. Неоспоримым достоинством дизелей является конструктивное отсутствие дроссельной заслонки, которая создает сопротивление движению воздуха на впуске и в связи с этим увеличивает расход топлива. Максимальный крутящий момент дизели развивают на меньшей частоте вращения коленчатого вала.

Гибридные двигатели. Двигатели совмещающие характеристики дизеля и двигателя с искровым зажиганием.

Компоновка поршневых двигателей (тип расположения).

Значительное разнообразие компоновок поршневых двигателей связано с их размещением в автомобиле и необходимостью уместить определенное количество цилиндров в ограниченном объеме моторного отсека.

1) Рядный двигатель (R) — компоновка, при которой все цилиндры находятся в одной плоскости. Применяется для небольшого количества цилиндров (R2, R3, R4, R5 и R6). Рядный шестицилиндровый двигатель легче всего поддается уравновешиванию (снижению вибраций), но обладает значительной длиной (рис 1.1).

2) Vобразный двигатель(V) — цилиндры у него расположены в двух плоскостях, как бы образуя латинскую букву V. Угол между этими плоскостями называют углом развала двигателя. Vобразные двигатели выпускаются, по понятным причинам, только с четным количеством цилиндров. Такая компоновка позволяет значительно уменьшить длину двигателя, но увеличивает его ширину. Наиболее распространенными являются двигатели с компоновкой V6 и V8, реже встречаются V4, V10, V12, V16 (рис 1.2).

3) Оппозитный двигатель имеет угол развала 180°, благодаря этому у него высота агрегата наименьшая среди всех компоновок. Противолежащие друг другу цилиндры располагаются горизонтально. Как правило, выпускаются 4х и 6и цилиндровые варианты оппозитных двигателей (рис 1.3).

4) VRобразный двигатель обладает небольшим углом развала (порядка 15°), что позволяет уменьшить как продольный, так и поперечный размеры агрегата. Получили распространение компоновки VR5 и VR6 (рис 1.4).

5) Wобразный двигатель имеет два варианта компоновки — три ряда цилиндров с большим углом развала (рис 1.5 ) или как бы две VRкомпоновки (рис 1.6). Обеспечивает хорошую компактность даже при большом количестве цилиндров. В настоящее время серийно выпускают W8 и W12.

Рисунок 1 Компоновка поршневых двигателей

Охлаждение двигателя.

Чтобы избежать тепловых перегрузок, сгорание смазочного масла на направляющей поверхности поршня и неуправляемого сгорания изза перегрева отдельных деталей, все части двигателя располагаемые вокруг камеры сгорания должны интенсивно охлаждаться. Используются две принципиальные схемы охлаждения:

1) Непосредственное воздушное охлаждение. Охлаждающий воздух напрямую контактирует с нагретыми частями двигателя и обеспечивает отвод от них теплоты. В основе способа лежит принцип пропуска воздушного потока через оребренную охлаждаемую поверхность. Преимущества: надежность и почти полное отсутствие технического обслуживания. Удорожание стоимости отдельных деталей.

2) Непрямое (жидкостное или водяное) охлаждение, т.к. вода или другие охлаждающие жидкости обладают высокой теплоемкостью и обеспечивают эффективный отвод теплоты от нагретых поверхностей, большинство современных двигателей имеют жидкостные системы охлаждения. Система содержит замкнутых охлаждаемый контур, позволяющий применять антикоррозионные и низкозамерзающие присадки. Охлаждающая жидкость принудительно прокачивается насосом через двигатель и охлаждающий радиатор.

По способу осуществления рабочего цикла следует различать двухтактные и четырёхтактные двигатели. У первых, рабочий цикл совершается за два хода поршня, т.е. за один оборот коленчатого вала. Двухтактный двигатель это двигатель, в котором присутствуют два рабочих такта: сжатие и расширение. У вторых, рабочий цикл совершается за четыре хода поршня, т.е. за два оборота коленчатого вала. Под рабочим циклом двигателя следует понимать совокупность процессов, протекающих в цилиндрах двигателя и «заставляющих» его работать.

В двухтактном двигателе весь рабочий цикл полностью происходит в течение одного оборота коленчатого вала. Газообмен происходит в конце такта расширения и в начале такта сжатия. Продолжительность впуска и выпуска определяется самим поршнем, когда он при перемещении вверх после НМТ последовательно перекрывает продувочные и выпускные окна.

Двухтактным называется двигатель, в котором рабочий цикл совершается в течение двух ходов поршня (или одного оборота коленчатого вала).

Из рабочего цикла четырехтактного двигателя видно, что только половину времени, затраченного на весь цикл, этот двигатель работает как тепловой двигатель (такты сжатия и расширения). Вторую половину времени двигатель работает при низких давлениях в цилиндрах и выполняет роль насоса.

В двухтактном двигателе, по сравнению с четырехтактным, время, затраченное на весь цикл, сокращается вдвое. Это достигается благодаря тому, что такты выпуска и впуска четырехтактного двигателя заменяются так называемыми процессами выпуска и продувки, происходящими при положении поршня около Н.М.Т. и, таким образом, занимающими лишь часть полезного хода поршня (небольшие периоды основных тактов расширения и сжатия).

При одинаковых размерах цилиндра (D и S) и при том же числе оборотов, в двухтактном двигателе теоретически может быть получена большая мощность, чем в четырехтактном, так как число рабочих циклов в единицу времени при указанных условиях у двухтактного двигателя будет в 2 раза больше.

В действительности мощность двухтактного двигателя увеличивается не в 2 раза, а лишь в 1,61,8 раза, так как часть хода поршня затрачивается на осуществление процессов выпуска и продувки. Кроме того, часть индикаторной мощности двигателя (510%) затрачивается на приведение в действие продувочного агрегата.

До настоящего времени наблюдался заметный прогресс в повышении технических параметров автомобильных бензиновых двигателей внутреннего сгорания (ДВС). Снизилась удельная масса двигателя, увеличилась литровая мощность и экономичность, что, прежде всего, объясняется применением электронного впрыска топлива и электронного зажигания, повышением степени сжатия и др. Однако на сегодня поршневые четырехтактные бензиновые ДВС, получившие самое широкое распространение на автомобильном транспорте, прак

тически достигли своего совершенства по экономичности и токсичности.

Преимуществом четырехтактного двигателя является высокий коэффициент наполнения во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала, низкая чувствительность к падению давления в выпускной системе, возможность управления кривой наполнения путем подбора фаз газораспределения и конструкцией впускной системы.

Помимо описанных преимуществ, эти двигатели по сравнению с двухтактными ДВС с кривошипнокамерной продувкой имеют меньшую удельную мощность, худшую равномерность крутящего момента, а также низкие массогабаритные параметры (примерно на 30 %) и более высокую стоимость.

Главными недостатками двухтактных ДВС являются повышенный расход топлива, худшие показатели по токсичности (высокий уровень выбросов), нестабильность работы на холостом ходу и повышенные тепловые нагрузки.

Этими недостатками обусловлен был в свое время отказ от применения двухтактных двигателей с кривошипнокамерной продувкой на легковых автомобилях. Очевидно, конкурентоспособность двухтактных ДВС в ближайшей перспективе будет определяться результатами работ по преодолению отмеченных недостатков. Для этого требуется радикальное изменение, как самой конструкции двигателя, так и его рабочего процесса, в частности процессов газообмена и смесеобразования.

Проблемы повышения топливной экономичности транспортных средств и защиты окружающей среды взаимосвязаны, поэтому требуется комплексный подход к их решению.

Улучшение равномерности распределения смеси по цилиндрам, снижение сопротивления впускной системы при отсутствии карбюратора, возможность организации продувки цилиндра и камеры сгорания воздухом без потери топлива – вот что обуславливает повышение ηV и ηI а, следовательно, удельной мощности двигателя с непосредственным впрыскиванием по сравнению с карбюраторным. Особенно это заметно для двигателей, работающих на богатых смесях (α=0,80,9). В таких двигателях можно использовать тяжелые сорта топлива и топлива с пониженным антидетонационными свойствами. Производство двигателей с непосредственным впрыскиванием облегчается в связи с успехами в разработке электронных систем впрыскивания топлива и управления рабочим процессом с помощью микроЭВМ.

В проектируемой конструкции двухтактного двигателя применение ЭСУД позволяет исключить выброс топлива при продувке, что позволит за счет этого улучшить экономические и экологические показатели двигателя.

Расположение форсунки в стенке цилиндра выше верхней кромки выпускного окна в зоне низких температур и давления повышает надежность и долговечность форсунки, и делает возможным использование всех элементов современных отработанных ЭСУ четырехтактных двигателей на двухтактном.

Подача топлива на днище поршня и в околосвечную зону позволяет обеспечить послойное объемнопленочное смесеобразование с коэффициентом избытка воздуха α=0,90,95 в объеме около свечи и α=1,31,5 в остальном закрученном воздушном потоке.

Такое конструктивное решение позволяет уменьшить образование NOx в зоне α <0,9 за счет реакции доокисления СО кислородом NOx, что ведет к восстановлению N в этой зоне и значительно снизить содержание СО, NOx и СН в зоне α >1 за счет снижения температуры.

1 Тепловой расчет

Методика теплового расчета сводится к определению параметров рабочего тела в течении цикла.

1.1 Выбор исходных данных

Давление окружающей среды р0=0,1013 МПа и температура Т0=293 К принимаются для нормальных атмосферных условий [3].

Средний элементарный химический состав топлива в весовых долях для бензинового топлива С=0,855; Н=0,145; О=0,0. При этом С+Н+О=1.

Низшая теплота сгорания жидких топлив, определенная по формуле Менделеева для бензина: Ни=44,0 МДж/кг. [3].

Степень сжатия ε для двухтактного двигателя принимается: ε=8, т.к. используем бензин марки АИ92 [3].

Коэффициент наполнения для двухтактных ДВС ŋv=0,50,7. При наддуве ( отсутствует сопротивление карбюратора, такое решение снижает сопротивление впускного тракта, что ведет к повышению коэффициента наполнения, а значит и возможности повышения мощности) ŋv повышается на 0,020,04, примем ŋv=0,7 [2].

Величина подогрева свежего разряда ∆Т от горячих стенок зависит главным образом от типа двигателя, для двухтактных двигателей – в пределе 515 град. Принимаем ∆Т=10 град. [3].

Коэффициент избытка воздуха α зависит от типа двигателя. Повышение экономичности достигается как за счет ликвидации выброса топлива при продувки цилиндра воздухом и впрыском топлива после продувки, так и увеличением коэффициента избытка воздуха до α=1,51,6, что позволяет запрограммировать ЭБУ на получение экологической характеристики. Принимаем α =1,5.

Коэффициент эффективности сгорания ξ находится в пределе от 0,85 до 0,92 для бензиновых двигателей [7]. Принимаем ξ = 0,9.

Условная продолжительность сгорания φz=55 град.п.к.в., показатель характера сгорания m=3 [1].

Угол опережения воспламенения θ зависит от продолжительности сгорания φz и показателя характера сгорания m и может быть определен по зависимости:

, (1)

где: θ’ – оптимальный угол опережения воспламенения, определяемый по формуле:

град.п.к.в.

Кθ – эмпирический коэффициент, постоянный для данного двигателя.

Тогда θ=1·27,95 град.п.к.в.

Окончательно принимаем θ=30 град.п.к.в. [7].

Средний показатель политропы сжатия n1 определяется по формуле Петрова [2]:

, (2)

где: n – число оборотов коленчатого вала, мин1.

Давление перед впускными клапанами РК в двигателе с наддувом можно оценить, исходя из следующих соображений.

Расход топлива Gt=0,546 кг/ч; коэффициент избытка воздуха α=1,5.

Тогда кг/ч,

где: теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания

1 кг топлива.

, (3)

где: i – число цилиндров двигателя;

j – число циклов в час;

, (4)

где: τ – тактность двигателя;

цил/час;

кг/цикл.

Далее найдем плотность рабочего тела:

м/кг; (5)

МПа. (6)

Давление остаточных газов Рг может быть выбрано по данным таблицы 4 [3].

Принимаем Рr=0,8·Рк=0,8·0,12=0,091 МПа. Температура остаточных газов Тг=1100 К [3].

Средний показатель политропы расширения при уточненном расчете процесса сгорания для двухтактных бензиновых двигателей находится в пределах n2=1,231,27 [7]. Примем n2=1,25.

Показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре nh=1,551,75 [7]. Примем nh=1,55.

Выбраны исходные данные для расчета на ЭВМ и приведены в таблице №1 ( приложение 1 ). Результаты расчета приведены в таблице №2 ( приложение 2 ).

1.2 Расчет параметров рабочего тела в процессе впуска

Давление рабочего тела в конце впуска для двухтактного двигателя с наддувом.

, МПа (7)

где: ε – степень сжатия двигателя;

ŋv – коэффициент наполнения;

РК – давление перед впускными клапанами, МПа;

ТК – температура перед впускными клапанами, МПа;

Рr – давление остаточных газов, МПа.

.

Коэффициент остаточных газов для двухтактного двигателя:

, (8)

,

где: .

Температура воздуха после компрессора:

. (9)

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

кг.воз/кг.топ (10)

Удельный объем рабочего тела в конце такта впуска:

м3/кг (11)

м3/кг,

где: µв=28,97 – кажущаяся молекулярная масса воздуха;

µТ=114 – молекулярная масса бензина.

Для определения параметров процесса впуска по программе «тепловой расчет ДВС» на ЭВМ нам необходимо следующее: ε, ŋv, ТК, ТО, РK, Рr, Ро, С, Н, О.

1.3 Расчет процесса сжатия

Параметры рабочего тела в процессе сжатия определяются по уравнениям политропного процесса.

Текущее давление ( с шагом 5 град.п.к.в.):

, МПа (12)

где: V – текущее значение удельного объема, определяемые по зависимости:

, м3/кг (13)

где: σ = S/r – кинематическая функция перемещения поршня, представляющая отношение хода поршня к радиусу кривошипа. Формула и текущие значения σ в зависимости от угла п.к.в. кривошипа от в.м.т., а при различных значениях λ приведены в ([3], стр65).

Давление и температура конца сжатия:

, К (14)

В этих выражениях Vу – удельный объем рабочего тела в конце сжатия, определенный при σ=σу. при определении σу принимается α=θ=5 градусов п.к.в.

Удельная работа политропного процесса сжатия:

; МДж/кг (15)

Для определения параметров Р, Т, V в процессе сжатия по программе «тепловой расчет ДВС» на ЭВМ нам необходимо внести: n1.

1.4 Расчет процесса сгорания

Расчет выполняется с учетом угла опережения воспламенения и закономерности выгорания топлива.

Коэффициент эффективности сгорания для двухтактного двигателя задается в исходных данных.

, т.к. α >1

Общая удельная использованная теплота сгорания для бензиновых двигателей:

, МДж/кг (16)

МДж/кг.

Максимальное значение химического коэффициента молекулярного расширения:

; (17)

.

Максимальное значение действительного коэффициента молекулярного изменения:

(18)

.

Расчет текущих величин давления и температуры при сгорании ведется по элементарным участкам 12 с шагом 10 град.п.к.в.

Давление в конце участка 12 при К=Ср/Сv=const:

, МПа (19)

Температура:

, К (20)

где: V1 – удельный объем рабочего тела в начале участка, для первого участка V1=Vy;

V2 – удельный объем рабочего тела в конце участка;

Р1 – давление в начале участка, для первого участка x1=0;

фактор теплоемкости;

x1 – доля выгоревшего топлива в начале участка, для первого участка x1=0;

x2 – доля выгоревшего топлива в конце участка, определяется по уравнению выгорания И.И. Вибе:

, (21)

где: e=2,718 – основание натуральных логарифмов;

φ2 – угол п.к.в., отсчитанный от начала сгорания до конца участка;

среднее на участке значение действительного коэффициента молекулярного изменения;

β1 – его значение в начале участка, для первого участка β1=1;

β2 – его значение в конце участка, определяется по зависимости:

. (22)

Отвлеченная скорость сгорания определяется по уравнению:

. (23)

Средние на участке 12 величины отношения теплоемкости для продуктов сгорания бензиновоздушных смесей при коэффициенте избытка воздуха α >1:

. (24)

В этом уравнении:

.

Решение уравнения по определению р2, Т2, К12 ведется методом последовательных приближений.

Максимальная скорость нарастания давления газов:

, МПа/град.п.к.в. (25)

Удельная работа газов в процессе сгорания:

=0,1195 МДж/кг, (26)

где: n – число элементарных участков процесса сгорания.

Для определения процесса впуска нам необходимо: ξ, δ1, α, µt, Hи.

1.5 Расчет процесса расширения

Давление и температуру рабочего тела в конце расширения определяют по уравнениям политропного процесса:

, МПа (27)

где : Рz, Тz, Vz – давление, температура и удельный объем в конце сгорания.

Текущие величины давления рассчитываются с шагом 5 град.п.к.в. при α кратных 5 град.п.к.в.

, МПа. (28)

Удельная работа в процессе политропного расширения:

=0,8864 МДж/кг. (29)

Для определения параметров процесса расширения по программе «тепловой расчет ДВС» на ЭВМ нам необходимо внести: n2.

1.6 Индикаторные показатели цикла

Результаты теплового расчета приведены в таблице 1.1 по результатам расчета строится диаграмма давления газов цикла Р в зависимости от удельного объема VP=f(v).

Таблица 1.1 – Результаты теплового расчета

li=lAY+lYZ+lZB [МДж/кг] [МПа]

[гр/КВт·ч]

0,8014 0,8607 0,44 185,62

1.7 Определение эффективных показателей двигателя, диаметра цилиндра и хода поршня

Среднее эффективное давление определим по формуле:

, МПа (30)

Среднее давление механических потерь для двигателя:

, МПа (31)

где: a=0,08; b=0,018 – эмпирические коэффициенты для бензиновых двигателей с числом цилиндров до 4 [3];

Cm – средняя скорость поршня м/с;

м/с. (32)

Величину хода поршня S принимаем по прототипу.

Рнас – среднее давление насосных потерь, зависящее от давления перед клапанами Рк и отношения Рт/Рк.

МПа;

МПа.

Эффективный КПД:

; (33)

. (34)

Удельный эффективный расход топлива:

г/кВт·ч. (35)

Задавшись величиной отношения хода поршня к диаметру S/D=58/52=1,115, по прототипу определяем диаметр цилиндра:

дм, (36)

где: τ, i – тактность и число цилиндров двигателя.

Ход поршня:

дм. (37)

Найденные величины диаметра цилиндра и хода поршня по ГОСТу 663669 округляем в большую сторону, получаем D=0,52 дм; S=0,58 дм; находим рабочий объем цилиндра:

м3. (38)

2 Внешняя скоростная характеристика двигателя

Внешняя скоростная характеристика определяется для оценки динамических качеств и экономичности проектируемого двигателя. Эту характеристику получают расчетным путем, используя результаты теплового расчета.

Внешняя скоростная характеристика определяется для интервала от минимальной частоты вращения коленчатого вала nmin ( для инжекторных двигателей можно принять 600900 мин1 ) до номинальной nн. Принимаем nmin=800 мин1; nн=3000 мин1. Шаг расчета Δn=200 мин1.

2.1 Определение мощностных показателей

Расчетные точки кривой эффективности мощности определяются для бензиновых двигателей по эмпирической зависимости:

кВт. (39)

Точки кривой эффективного крутящего момента определяют по формуле:

Нм. (40)

Среднее эффективное давление определяем из выражения:

МПа. (41)

Результаты расчета заносим в таблицу 2.1.

2.2 Определение экономических показателей

Эффективный удельный расход топлива:

, гр/кВт·ч. (42)

Расход топлива в час GТ может быть выражен через цикловой расход:

, кг/ч. (43)

Цикловой расход топлива можно допустить пропорциональным среднему индикаторному давлению:

, кг/цикл, (44)

где: GТЦ, рi – цикловой расход топлива и среднее индикаторное давление на номинальном режиме.

Величина циклового расхода топлива на номинальном режиме:

кг/цикл, (45)

где: gен, Nен – удельный расход топлива и эффективная мощность на номинальном режиме по данным теплового расчета.

Удельный эффективный расход топлива по скоростной характеристике определен по эмпирической зависимости:

, г/кВт. (46)

Результаты определения показателей по внешней скоростной характеристике представлены в таблице 2.1 и в виде графиков Ne, M, GT, ge, ( приложение 3 ).

Таблица 2.1 – Показатели по внешней скоростной характеристике

n, об/мин Nex, кВт Мex, Нм Рex, МПа Vп.ср.х, м/с Рмх,МПа Рiх,МПа gex, г/кВт·ч GТХ, кг/ч

800 0,4400889 5,25576 0,750152 1,54 0,107792 0,857944 230,168889 0,101295

1000 0,5677778 5,42455 0,774242 1,9 0,11474 0,888982 220,488889 0,125189

1200 0,6972 5,55087 0,792273 2,31 0,121688 0,913961 212,96 0,148476

1400 0,8256889 5,63474 0,804242 2,70 0,128636 0,932878 207,582222 0,171398

1600 0,950577 5,67614 0,810152 3,08 0,135584 0,945736 204,355556 0,194256

1800 1,0692 5,67508 0,81 3,47 0,142532 0,952532 203,28 0,217347

2000 1,1788889 5,63155 0,803788 3,8 0,14948 0,953268 204,355556 0,240912

2200 1,2769778 5,54557 0,791515 4,24 0,156428 0,947943 207,582222 0,265078

2400 1,3608 5,41712 0,773182 4,63 0,163376 0,936558 212,96 0,289796

2600 1,4276889 5,24621 0,748788 5,01 0,170324 0,919112 220,488889 0,31479

2800 1,4749778 5,03283 0,718333 5,40 0,177272 0,895605 230,168889 0,339494

3000 1,5 4,777 0,981818 5,7 0,18422 0,866038 242 0,363

3300 1,448995 4,31363 0,615682 6,36 0,194642 0,810324 263,78 0,393019

3 Тепловой баланс

Распределение теплоты, выделяющейся при сгорании топлива в двигателе, на отдельные составляющие ( полезно используемую теплоту и различные виды тепловых потерь) называют внешним тепловым балансом [4].

Внешний тепловой баланс двигателя позволяет оценить совершенство теплоиспользования, тепловые потери возможности их уменьшения.

Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом, кДж/с:

. (47)

кДж/с.

Теплота эквивалентная эффективной работе за 1 с, Дж/с:

Дж/с.

Теплота, передаваемая охлаждающей среде, Дж/с:

. (48)

Дж/с,

где: с=0,5 – коэффициент пропорциональности для двухтактных двигателей;

i=1 – число цилиндров;

D=5,2 – диаметр цилиндра, см;

n – частота вращения коленчатого вала;

m=0,65 – показатель степени;

Теплота, унесенная отработавшими газами, Дж/с:

, (49)

где: кДж/кмоль·град – теплоемкость остаточных газов при α=1,5 и tr=Tr273=750273=477°C;

Qr=8,183 Дж/с;

кДж/кмоль·град – теплоемкость свежего заряда при

tк=Tк293=359293=86°C;

Неучтенные потери теплоты, Дж/с:

. (50)

Дж/с.

Составляющие теплового баланса представлены в таблице 3.1

Таблица 3.1 – Составляющие теплового баланса

Составляющие теплового баланса Q, Дж/с g, %

Теплота, эквивалентная эффективной работе 12,77 34,5

Теплота, передаваемая окружающей среде 15,73 42,5

Теплота, унесенная с отработавшими газами 8,183 22

Неучтенные потери теплоты 0,34 1

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом 37,03 100

4 Кинематика и динамика двигателя

В двигателях внутреннего сгорания (ДВС) вовратнопоступательное движение поршня преобразуется во вращательное движение коленчатого вала посредством кривошипношатунного механизма (КШМ). С помощью этого механизма происходит преобразование тепловой энергии, выделяющейся при сгорании топлива в цилиндрах двигателя, в механическую работу.

4.1 Выбор исходных данных

Исходными для кинематического и динамического расчетов являются следующие данные:

1) Радиус кривошипа r, который равен половине хода поршня, т.е.

мм. (51)

2) Длина шатуна: мм. (52)

3) Число оборотов коленчатого вала n=3000 мин1.

4) Масса поступательнодвижущихся частей m, которая включает в себя массу поршневого комплекта и часть массы шатуна, приведенная к оси верхней головки шатуна. Массу поступательнодвижущихся частей можно найти по зависимости:

кг, (53)

где: кг/м2 – масса поршневой группы, отнесенной к площади поршня.

Для бензиновых двигателей с диаметром цилиндров D=60100 мм /[8], с.166/ mn=0,24 кг – масса поршневого комплекта двигателя;

кг/м2 – относительная масса шатунной группы двигателя.

mш=0,302 кг.

5) Давление в конце впуска РА и давление выпуска РГ. Принимаем значения этих давлений по результатам теплового расчета:

РА=0,1140 МПа, РГ=0,0910 МПа.

6) Площадь поршня Fn:

м2. (54)

4.2 Кинематический расчет

Кинематический расчет КШМ ДВС сводится к определению пути, скорости и ускорения поршня. При этом принимаемся, что коленчатый вал вращается с постоянной угловой скоростью ω. Это допущение позволяет рассматривать все кинематические величины в виде функциональной зависимости от угла поворота коленчатого вала α, который при ω=const пропорционален времени.

Перемещение поршня S, мм – это расстояние, которое проходит ось поршневого пальца от ВМТ до положения, соответствующего данному значению угла поворота коленчатого вала. На рисунке 4.1 перемещение изображено отрезком ЕАЕО=АО.

Рисунок 4.1 Кинематическая схема кривошипношатунного механизма

Аналитически перемещение поршня можно определить по формуле:

, м (55)

где: кинематическая функция перемещения поршня, численные значения которых приведены в таблицах /[8], с.157/.

Скорость поршня V, есть первая производная от его перемещения по времени. Скорость поршня является величиной переменной и при постоянной частоте вращения коленчатого вала зависит только от изменения угла поворота кривошипа и λ. Формула нахождения скорости поршня:

м/с. (56)

Численные значения в зависимости от α и λ приведены в таблицах.

Ускорение поршня есть первая производная от скорости по времени или вторая производная от перемещения по времени. Ускорение поршня можно определить по формуле:

, м/с2. (57)

Численные значения множителя, заключенного в скобки, в зависимости от λ и α приводятся в таблицах.

Перемещение, скорость и ускорение поршня определены для α от ВМТ до НМТ, с шагом 10 с применением ЭВМ. Результаты приведены в приложении 2. построены графики зависимости S, V, j от α.

Для чего необходимо ввести в программу расчета КШМ следующие параметры r, λ, ω.

4.3 Динамический расчет

Динамический расчет КШМ заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ, а также определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя.

4.3.1 Силы давления газов

Силы давления газов на поршень в зависимости от угла поворота коленчатого вала определяется по результатам теплового расчета. Эта сила действует вдоль оси цилиндра, всегда направлена на камеры сгорания в сторону коленчатого вала и имеет положительный знак.

Снизу на поршень по оси цилиндра действует сила давления газов в картере двигателя, направленная от коленчатого вала. Для данного двигателя давление газов в картере принимаем равным атмосферному.

Результирующая сила давления газов на поршень:

, Н (58)

где: р – давление газов, МПа.

В процессе впуска (α=0…60 град ПВК принимается ра=const; в процессах сжатия, сгорания, расширения α=60…300 град ПВК) давление р принимается по табличным данным результатов теплового расчета; в процессе выпуска (α=300…600 град ПВК) р=рг=const.

Для чего необходимо ввести в программу расчета КШМ следующие параметры: массив давления от 0 до 360 град ПВК.

4.3.2 Приведение масс частей КШМ

По характеру движения массы деталей КШМ можно разделить на движущиеся возвратнопоступательно ( поршневая группа и верхняя головка шатуна); совершающие вращательное движение ( коленчатый вал и нижняя головка шатуна) и совершающие сложное движение: плоскопараллельное движение ( стержень шатуна).

Для упрощения и облегчения расчетов действительный КШМ заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Массу шатунной группы заменяют двумя массами:

, кг (59)

где: mn – часть массы шатуна, движущаяся возвратнопоступательно, кг;

mв – часть массы шатуна, совершающая вращательное движение и приведенная к оси шатуна, кг.

При расчете можно приближенно принять:

, кг; (60)

, кг. (61)

Таким образом система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная КШМ, состоит из массы, имеющей возвратнопоступательное движение:

, кг. (62)

и массы, имеющей вращательное движение:

, кг. (63)

Для чего необходимо ввести в программу расчета КШМ следующие параметры: m1, m2.

4.3.3 Силы инерции

Силы инерции, действующие в КШМ, в соответствии с характером движения приведенных масс подразделяют на силы инерции поступательно движущихся масс и центробежные силы инерции.

Сила инерции возвратнопоступательно движущихся масс:

, Н (64)

Центробежная сила инерции вращающихся масс:

Н. (65)

Сила КR является результирующей двух сил:

1) Силы инерции вращающихся масс шатуна:

Н. (66)

2) Силы инерции вращающихся масс кривошипа:

Н. (67)

4.3.4 Суммарные силы

Суммарная сила, действующая по оси цилиндра, находится по формуле:

, Н (68)

На рисунке 4.2 представлена схема разложения суммарной силы на характерные составляющие:

1) сила, направленная по оси шатуна: , Н (69)

2) сила, перпендикулярная стенке цилиндра: , Н (70)

От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие:

3) тангенциальная сила, касательная к окружности радиуса кривошипа:

, Н (71)

4) нормальная сила, направленная по радиусу кривошипа:

, Н (72)

Расчет и численные значения сил PZ, Pj, P, N, S, T, Z с шагом 10 град ПВК, вычисленные по программе с применением ЭВМ, представлены в приложении 2.

Рисунок 4.2 Силы, действующие на КШМ

4.3.5 Крутящие моменты

Индикаторный крутящий момент одного цилиндра находится по формуле:

, Н·м. (73)

Для двигателя с равными интервалами между вспышками крутящий момент будет периодически изменяться с периодом:

, (74)

где: i – число цилиндров двигателя.

Суммировании значений крутящих моментов производится табличным методом ( таблица 4.1) через каждые 10º угла поворота коленчатого вала. По полученным данным строится кривая Мкр.

Средний крутящий момент определяется по таблице 4.1 как среднеарифметическая величина от суммарных крутящих моментов:

, Н·м. (75)

Среднюю суммарную тангенциальную силу можно найти по формуле:

Н. (76)

Как указано выше, момент является индикаторным моментом и не учитывает механические потери. Для их учета определяется средний эффективный крутящий момент:

Н·м, (77)

где: ŋм – механический КПД по данным теплового расчета.

Эффективная мощность по данным динамического расчета:

кВт; (78)

Расхождение полученной мощности с заданной для теплового расчета не должно превышать 3%:

%;

По полученным данным построены графики изменения сил Т и .

Таблица 4.1

α, град. ПВК Т, Н М, Нм α, град. ПВК Т, Н М, Нм α, град. ПВК Т, Н М, Нм

0 0 0 120 0,468 13,57 240 0,423 12,27

10 0,456 13,22 130 0,431 12,50 250 0,318 9,22

20 0,574 16,65 140 0,234 6,79 260 0,159 4,61

30 0,3 8,70 150 0,028 0,81 270 0 0

40 0,122 3,54 160 0,074 2,15 280 0,159 4,61

50 0,41 11,89 170 0,164 4,76 290 0,318 9,22

60 0,459 13,31 180 0,001 0,03 300 0,423 2,27

70 0,342 9,92 190 3,412 98,95 310 0,365 10,59

80 0,171 4,96 200 2,762 80,10 320 0,073 2,12

90 0 0 210 2,046 59,33 330 0,348 10,09

100 0,174 5,05 220 1,639 47,53 340 0,612 17,75

110 0,349 10,12 230 1,358 39,38 350 0,478 13,86

360 0,001 0,03

10,673 309,52

Расчетом определены нагрузки на коренные и шатунные подшипники.

4.3.6 Силы, действующие на шатунные шейки

Для определения удельных давлений на поверхность шатунной шейки строят диаграммы сил, действующих на эту шейку.

При работе КШМ на шатунные шейки коленчатого вала действуют:

1) сила S, направленная по оси шатуна;

2) центробежная сила инерции КRш, приведенной массы шатуна mш.к, отнесенной к центру шатунной шейки и совершающей вращательное движение.

Результирующая сила Rш.ш, действующая на шатунную шейку, получается геометрическим сложением сил S и КRш:

, Н. (79)

Полярная диаграмма сил, действующих на шатунную шейку, построена в координатах ТZ по данным приложения 2.

Для определения средней удельной нагрузки на шатунную шейку полярную диаграмму перестраивают в прямоугольные координаты путем измерения векторов равнодействующей силы Rш.ш на диаграмме КТ и откладывания их абсолютных значений по вертикальной оси в координатах Rш.шα для соответствующих углов α. Далее находится средняя величина силы Rш.ш. Тогда среднее удельное давление на шатунную шейку:

, МПа. (80)

где: Rш.ш.ср=4200 Н – средняя величина силы Rш.ш, найденная по диеграмме нагрузки на шатунную шейку в прямоугольных координатах;

dш.ш=28 мм – диаметр шатунной шейки;

lш.ш=16 мм – рабочая длина шатунной шейки.

МПа.

Средние удельные давления на шатунные шейки для бензиновых двигателей с частотой вращения 3000 мин1 составляют 6,011,0 МПа.

4.3.7 Силы, действующие на коренные шейки

Результирующая сила Rк.ш, действующая на коренную шейку, определяется геометрическим сложением сил, равных, но противоположных по направлению силам, передающимся от двух смежных колен. При симметричных коленах:

, Н (81)

где: Rki и Rк(i+1) – соответственно усилия, предаваемые i и (i+1) колен на коренную шейку, заключенную между ними.

Так как рассчитываемый двигатель одноцилиндровый, силы действующие на первую и вторую коренные шейки равны.

5 Уравновешивание двигателя и расчет маховика

5.1 Уравновешивание двигателя

Силы и моменты, действующие в кривошипношатунном механизме, непрерывно изменяются и, если они не уравновешены, вызывают вибрацию двигателя, передающуюся раме стенда.

К неуравновешенным силам и моментам относятся:

1) Силы инерции возвратнопоступательно движущихся масс

центробежные силы инерции вращающихся масс КR;

2) Продольные моменты и MR, возникающие в многоцилиндровых двигателях от неуравновешенных сил Рj и КR отдельных цилиндров;

3) Крутящий момент Мкр и равный ему, но противоположно направленный реактивный момент Мр= Мкр, воспринимаемый опорами двигателя.

Двигатель считается полностью уравновешенным, если при установившемся режиме работы силы и моменты, действующие на его опоры, постоянны по величине и направлению. Однако поршневые двигатели не могут быть полностью уравновешенными, так как крутящий момент Мкр всегда является периодической функцией угла поворота коленчатого вала и, следовательно, величина опрокидывающего момента всегда переменна.

Условия уравновешивания двигателя с любым числом цилиндров ( при соблюдении равенства масс движущихся частей и идентичности протекания рабочего процесса во всех цилиндрах, а также обеспечения статической и динамической уравновешенности коленчатого вала) принято записывать в следующем виде:

1) Результирующие силы инерции первого порядка и их моменты равны нулю: и ;

2) Результирующие силы инерции второго порядка и их моменты равны нулю: и ;

3) Результирующие центробежные силы инерции и их моменты равны нулю: и ;

Таким образом, решение вопроса уравновешивания двигателей сводится к уравновешиванию лишь наиболее значительных сил и их моментов.

Для частичного уравновешивания силы инерции первого порядка Рfl на продолжение щек коленчатого вала устанавливают два противовеса с общей массой и r подбирают так, чтобы вертикальная составляющая Sv центробежной силы S этой массы при любом положении коленчатого вала была равна по величине силе Pjl, но противоположна ей по направлению. Сила Pjl не уравновешена, но может быть перенесена частично в горизонтальную плоскость:

. (82)

. (83)

примем ρ=30 мм. Тогда

. (84)

На каждой из щек:

. (85)

Силы инерции второго порядка Pjll в рассчитываемом двигателе можно уравновесить лишь применив метод дополнительных валов с противовесами, что нецелесообразно, так как Pjl невелика и уравновешивание значительно усложнит конструкцию двигателя.

5.2 Расчет маховика

Основное назначение маховика – обеспечение равномерности хода двигателя и создание необходимых условий для трогания машины с места. Расчет маховика сводится к определению момента инерции и массы маховика, так как двигатель оснащен непосредственным продувочным радиальным насосом системы охлаждения. Целесообразно заменить маховик колесом компрессора системы охлаждения.

Необходимый момент инерции движущихся масс двигателя, обеспечивающий заданную степень неравномерности хода δ:

кг·м2. (86)

где: δ=0,01;

Lизб – избыточная работа крутящего момента, Дж;

Дж. (87)

Fab=2630 мм2 – величина площади над средним значением МЕ ( приложение 3) эквивалентная работе Lизб;

µм=5 Нм/мм – масштаб крутящего момента;

µа=0,01745 рад/мм – масштаб угла поворота коленчатого вала;

ω=314 рад/с – угловая скорость вращения коленчатого вала;

Момент инерции маховика со сцеплением автомобильного двигателя составляет 8090% от момента J0 двигателя:

кг·м2. (88)

Масса маховика:

кг. (89)

где: Dср=(23)Jм – средний диаметр маховика, принимаем Dср=2·0,19=0,38 м.

Так как ДВС оснащен вентилятором для воздушного охлаждения, масса маховика снижена на величину mмр:

, кг, (90)

где: mмр – расчетная масса маховика, кг;

mв – масса колена вентилятора, кг.

6 Расчет на прочность деталей кривошипношатунного механизма

Основная цель расчета на прочность – обоснование размеров деталей двигателя, при которых обеспечивается надежная его работа при эксплуатации. При этом расчет на прочность существенно сокращает время и средства, отводимые на экспериментальные работы, связанные с созданием и доводкой двигателя.

6.1 Расчет поршневой группы

На основании теплового и динамического расчетов, скоростной характеристики двигателя имеем: диаметр цилиндра D=52 мм; ход поршня S=58 мм; максимальное давление процесса сгорания pmax=4,344 МПа при n=3000 мин1; площадь поршня Fn=21,2 см2; наибольшая нормальная сила Nmax=0,533 кН при φ=210°; масса поршневой группы mn=0,24 кг; максимальную частоту вращения холостого хода принимаем nх.х.max=3000 мин1; λ=0,29.

В соответствии с данными двигателя – прототипа и с учетом соотношений приведенных в таблице 12.1/10/, выбираем основные конструктивные размеры поршневой группы ( рисунок 6.1 и таблица 6.1).

Рисунок 6.1 Расчетная схема поршня

Таблица 6.1 – Основные конструктивные размеры поршневой группы

Наименование элементов поршня Размер, мм

Толщина днища, δ 5

Высота поршня, Н 50

Высота юбки, hю 30

Высота до оси отверстия под поршневой палец, hi 25

Расстояние между торцами бобышек, b 20

Толщина боковой стенки головки, s 6

Наружный диаметр поршневого пальца, dn 14

Внутренний диаметр поршневого пальца, de 7

Длина поршневого пальца, ln 42

Внутренний радиус поршня, ri 21,4

Толщина первой кольцевой перемычки, hn 4

Радиальная толщина кольца, t 3

Радиальный зазор кольца в канавке поршня, Δt 0,6

Число масляных отверстий в поршне, nм 6

Диаметр масляного канала, dм 2

6.1.1 Расчет поршня

Материал поршня – алюминиевый сплав, αn=22·106 1/К; материал гильзы цилиндра – серый чугун, αч=11·106 1/К.

Напряжение изгиба в днище поршня:

МПа. (91)

Напряжение сжатия в сечении хх:

МПа, (92)

где: Рmax – максимальная сила давления газов на днище поршня:

МН. (93)

Fхх – площадь сечения хх, определяется по формуле:

м2, (94)

где: dк=D2(t+Δt)=522(3+0,6)=44,8 мм – диаметр поршня по дну канавок;

di=ri·2=21,4·2=42,8 мм – внутренний диаметр поршня;

мм2 – площадь сечения канала.

Напряжение разрыва сечения хх:

МПа, (95)

где: Рj – максимальная разрывающая сила:

Рj=mxx·Rω2х.х.max(1+λ)=0,12·0,029·314,152·(1+0,29)·106=0,00044 МН,

где: ωх.х.max – максимальная угловая скорость холостого хода:

рад/с. (96)

Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения хх:

кг. (97)

Допустимое напряжение разрыва для алюминиевых сплавов 4…10 МПа.

Напряжение среза в верхней кольцевой перемычке:

МПа. (98)

1,77<[4…10] – верно.

Напряжение изгиба кольцевой перемычки:

МПа. (99)

Сложное напряжение кольцевой перемычки по теории прочности:

МПа. (100)

Допустимое суммарное напряжение в верхних кольцевых перемычках для алюминиевых поршней составляет 30…40 МПа.

Максимальные удельные давления юбки поршня hю и всей высоты Н поршня на стенку цилиндра соответственно:

МПа; (101)

МПа. (102)

Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установления оптимальных диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем при различных тепловых нагрузках, возникающих в процессе работы двигателя.

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

мм; (103)

мм, (104)

где: мм;

мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

(105)

(106)

где: ТЦ=460 К; ТГ=570 К; ТЮ=500 К приняты с учетом воздушного охлаждения ДВС.

6.1.2 Расчет поршневого кольца

Необходимые данные приведены в пункте 6.1. материал кольца – серый легированный чугун, Е=1,2·105 МПа.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

МПа, (107)

где: А0 – разность между величинами зазоров в свободном и рабочем состояниях:

мм. (108)

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности определяется по формуле:

, МПа, (109)

где: μК – переменный коэффициент, определяемый изготовителем в соответствии с принятой формой эпюры давления кольца на стенку цилиндра. Для бензинового двигателя можно принять грушевидную форму эпюры давления кольца с параметрами, приведенными в таблице 6.2. По этим данным построена грушевидная эпюра давления кольца на стенку цилиндра ( рисунок 6.2).

Таблица 6.2 – Определение величины давления кольца на стенку цилиндра

ψ, град. 0 30 60 90 120 150 180

μК 1,05 1,04 1,02 1,00 1,02 1,27 1,50

Р, МПа 0,76 0,75 0,74 0,72 0,74 0,92 1,09

Рисунок 6.2 Эпюра давления кольца на стенку цилиндра

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

МПа. (110)

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

МПа. (111)

где: m=1,57 – коэффициент, зависящий от способа надевания кольца.

Допустимые напряжения изгиба кольца составляют 200…350 МПа.

Монтажный зазор в замке поршневого кольца:

(112)

где: Δ׳К=0,08 мм – минимально допустимый зазор в замке кольца.

6.1.3 Расчет поршневого пальца

Необходимые данные приведены в пункте 6.1. Материал поршневого пальца – сталь 12ХНЗА, Е=2·105 МПа. Палец плавающего типа.

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

МН, (113)

где: Рj – сила инерции поршневой группы при n=nм=3000 мин1:

МН. (114)

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

МПа. (115)

[gш]=20…60 МПа.

Удельное давление пальца на бобышки:

МПа. (116)

[gб]=15…50 МПа.

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

МПа, (117)

[σИЗ]=100…250 МПа.

где: α=dв/dн=0,65 – отношение внутреннего диаметра пальца к наружному.

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

МПа. (118)

[τ]=60…250 МПа.

Вследствие неравномерного распределения сил, приложенных к пальцу

( принимается синусоидальное распределение нагрузки по поверхности пальца – рисунок 6.3 а), при работе двигателя происходит деформация сечения пальца

( реализация).

Рисунок 6.3 Расчетная схема поршневого пальца:

а – распределение нагрузки; б – эпюры напряжений

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

(119)

[Δdn.max]=0,02…0,05 МПа.

Напряжения, возникающие при овализации пальца на внешней и внутренней поверхностях ( рисунок 6.1.3.1, б) определяют для горизонтальной ( точки 1 и 2 при ψ=0°) и вертикальной ( точки 3 и 4 при ψ=90°) плоскостей.

Напряжение овализации на внешней поверхности пальца:

1) в горизонтальной плоскости ( точки 1, ψ=0°)

(120)

Обозначим:

. (121)

2) в вертикальной плоскости ( точки 3, ψ=90°)

(122)

Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца:

1) в горизонтальной плоскости ( точка 2, ψ=0°)

(123)

[σi0]=200…300 МПа.

2) в вертикальной плоскости ( точка 4, ψ=90°)

(124)

6.2 Расчет шатунной группы

Рисунок 6.4 Расчетная схема шатунной группы

6.2.1 Расчет поршневой головки шатуна

Из теплового и динамического расчетов имеем: максимальное давление процесса сгорания рmax=4,344 МПа на режиме n=nN=3000 мин1 при ψ=210º; массу поршневой группы mш=mn=0,24 кг; максимальную частоту вращения при холостом ходе nх.х.max=3000 мин1; ход поршня S=58 мм; площадь поршня

Fn=21,2 см2, λ=0,29. Из расчета поршневой группы имеем: диаметр поршневого пальца dn=14 мм; длину поршневой головки шатуна lш=0,02 мм.

Также принимаем ( рисунок 6.2.1): наружный диаметр головки dг=27 мм; внутренний диаметр головки d=16 мм; радиальную толщину стенки головки:

мм; (125)

радиальную толщину стенки втулки:

мм. (126)

Материал шатуна – углеродистая сталь 45Г2; Еш=2,2·105 МПа; аг=1·105 1/К.

Материал втулки – бронза; Ен=1,15·105 МПа; аг=1,8·105 1/К.

Для стали 45Г2: предел прочности σп=800 МПа; пределы усталости при изгибе σ1=350 МПа и растяжении – сжатии σ1р=210 МПа; предел тякучести

σТ=420 МПа; коэффициенты приведения цикла, при изгибе σσ=0,17 и растяжении – сжатии σσ=0,12.

Максимальное напряжение пульсирующего цикла:

(127)

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

σmax=0;

МПа; (128)

МПа, (129)

где: kσ=1,2+1,8·104(σв400)=1,344 – эффективный коэффициент концентрации напряжений ( головка не имеет резких переходов): εм=0,75 – масштабный коэффициент; εп=0,74 – коэффициент поверхностной чувствительности.

Так как то расчет производим по пределу усталости:

МПа<[30…70] МПа.

Запас прочности должен находиться в пределах 2,5…5. это условие выполняется.

Суммарный натяг:

мм, (130)

где: Δ=0,04 мм – натяг посадки бронзовой втулки;

Δt=d(αвαг)ΔТ=0,026·(1,81)·105·110=2,3·105 м – температурный натяг;

ΔТ=110 К – средняя температура подогрева втулки и головки;

Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой:

(131)

где: μ=0,3 – коэффициент Пуассона.

Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки:

МПа ≤[σ]=100150 МПа. (132)

Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки:

МПа ≤[σ]=100150 МПа. (133)

Расчет сечения АА (рисунок 6.2.1) на изгиб:

Максимальная сила, растягивающая головку на режиме ηV:

Н. (134)

Нормальная сила и изгибающий момент в сечении ОО:

Н. (135)

Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей:

Нм.

Нормальная сила и изгибающий момент на внешнем волокне от растягивающей силы:

(136)

где: φш.з=105° угол заделки;

rср – средний радиус поршневой головки:

мм. (137)

Напряжение от растяжения головки в сечении АА:

На внешнем волокне:

(138)

где: ; (139)

мм2 – площадь сечения головки шатуна;

мм2 – площадь сечения сечения шатуна;

Суммарная сила, сжимающая головку:

(140)

Нормальная сила и изгибающий момент от сжимающей силы:

Н; (141)

(142)

где: и определены по таблице 13.2/10/.

Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы:

(143)

Максимальное и минимальное напряжение ассиметричного цикла:

МПа; (144)

МПа. (145)

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

МПа; (146)

МПа; (147)

МПа > [σ]=2,5…5.

Так как < , то запас прочности в сечении АА определяется по пределу текучести.

6.2.2 Расчет кривошипной головки шатуна

Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеем:

Радиус кривошипа r=0,029 м; массу поршневой группы mn=0,24 кг; массу шатунной группы mш=mшп+mшк=0,083+0,219=0,302 кг; ωх.х.max=314,15 рад/с; λ=0,25.

Принимаем по принципу: диаметр шатунной шейки dш=18 мм; толщину стенки вкладыша tв=1,5 мм; расстояние между шатунными болтами Сб=30 мм; длину кривошипной головки tк=12 мм.

Максимальная сила инерции:

(148)

где: mкр=0,25·mш=0,0755 кг – масса крышки кривошипной головки.

Момент сопротивления расчетного сечения:

м3, (149)

где: r1=0,5(dш.ш+2tв)=0,5(18+2·1,5)=10,5 мм – внутренний радиус кривошипной головки.

Моменты инерции вкладыша и крышки соответственно:

м4; (150)

м4. (151)

Напряжение изгиба крышки и вкладыша:

(152)

где: Fг=lк·0,5(Сб – dш.ш)=12·0,5(3018)·106=0,72·104 м3 – суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении.

6.2.3 Расчет стержня шатуна

Из динамического расчета имеем: максимальная сила, сжимающая шатун ( в начале рабочего хода при рmax) Рсж=Рг+Рj=16307 Н=0,016307 МН при φ=190°;

Максимальная сила, растягивающая шатун (в начале впуска) Рр=0 МПа; длина шатуна Lш=116 мм.

По таблице 13.2 /10/ принимаем: hш=17 мм; bш=8 мм; αш=2,5 мм; tш=2,6 мм.

Из расчета поршневой и кривошипной головок: d=21 мм; d1=21 мм; характеристики прочности материала шатуна (сталь 45Г2).

Площадь и моменты инерции расчетного сечения ВВ:

мм2; (153)

мм4; (154)

мм4. (155)

Максимальные напряжения от сжимающей силы:

1) в плоскости качения шатуна:

МПа, (156)

где: коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости качения шатуна;

σе=σв=800 МПа – предел упругости материала шатуна;

2) в плоскости перпендикулярной плоскости качения шатуна:

МПа, (157)

где: коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости перпендикулярной качения шатуна;

мм – длина стержня шатуна между поршневой и кривошипной головками.

Минимальное напряжение от растягивающей силы:

МПа. (158)

Средние напряжения и амплитуды цикла:

МПа;

МПа;

МПа;

МПа;

МПа;

МПа,

где: kσ=1,2+g(σв400)=1,2+1,8·104(800400)=1,272 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

εм=0,8 – масштабный коэффициент, определенный по таблице11.7/10/;

εn=1,3 – коэффициент поверхностной чувствительности при упрочнении стержня шатуна обдувкой дробью, определен по таблице 11.8/10/.

Так как > (см. расчет поршневой головки шатуна), то запас прочности в сечении ВВ определяется по пределу усталости:

> [nσ]=2…2,5;

> [nσ]=2…2,5.

Запасы прочности должны быть не менее 2…2,5.

6.2.4 Расчет шатунного болта

Из расчета кривошипной головки шатуна имеем: максимальную силу инерции, разрывающие кривошипную головку и шатунные болты Pjp=0,017 МН.

Принимаем: номинальный диаметр болта d=10 мм; шаг резьбы t=1 мм; количество болтов iб=2. Материал – сталь 40Х.

Для легированной стали 40Х предел прочности σв=980 МПа, предел текучести σm=800 МПа, и предел усталости при растяжении – сжатии σ1р=300 МПа; коэффициент приведения цикла при растяжении – сжатии ασ=0,17; βσ=0,328.

Определяем отношение предела усталости к пределу текучести:

; . (159)

Сила предварительной затяжки:

МН. (160)

Суммарная сила растягивающая болт:

МН, (161)

где: χ=0,2 – коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в болте:

МПа; (162)

МПа, (163)

где: dв=d – 1,4t=10 – 1,4·1=8,6 мм – внутренний диаметр резьбы болта.

Средние напряжения и амплитуды цикла:

МПа;

МПа;

МПа,

где: kσ=1+g(αкσ – 1)=1+0,8(3 – 1)=2,6 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

αкσ=4 – теоретический коэффициент концентрации напряжений;

g=0,8 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений;

εм=1,0 – масштабный коэффициент определенный по таблице 11.7/10/;

εн=1,1 – коэффициент поверхностной чувствительности (обкатка роликом), определен по таблице 11.8/10/.

Так как < , то запас прочности болта определяется по пределу текучести:

.

Запас прочности для шатунных болтов должен быть не менее 2. В данном случае это условие выполнено.

6.3 Расчет коленчатого вала

Коленчатый вал – наиболее сложная деталь ДВС, которая воспринимает периодические нагрузки от сил давления газов, сил инерции и их моментов.

При расчете коленчатый вал рассматривают как разрезную, абсолютно жесткую, двухопорную балку, лежащую на опорах (рисунок 6.5).

Рисунок 6.5 Расчет коренной шейки

На основании данных динамического расчета имеем: коленчатый вал полноопорный с симметричными коленами. Центробежная сила вращающихся масс КR=4133 Н; радиус кривошипа r=29 мм. Учитывая данные двигателяпрототипа принимаем следующие основные размеры колена вала (рисунок 6.5):

1) коренная шейка – наружный диаметр dкш=23 мм; длина lкш=18 мм;

2) шатунная шейка – наружный диаметр dш.ш=18 мм; длина lш.ш=14 мм;

3) расчетное сечение АА щеки – ширина b=86 мм; толщина h=10 мм;

4) материал вала – чугун ВЧ 4010.

Для чугуна ВЧ 4010: предел прочности σв=400 МПа,

предел текучести σm=300 МПа, и предел усталости при растяжении – сжатии

σ1р=300 МПа; при изгибе σ1=150 МПа; при кручении τ1=115 МПа; коэффициент приведения цикла при изгибе αб=0,4; и кручении αТ=0,6.

Находим отношение предела усталости при изгибе и кручении к пределу текучести:

; (164)

; (165)

; (166)

. (167)

Удельное давление на поверхности шатунной шейки:

МПа; (168)

МПа, (169)

где: θшш.ср=4200 Н и θшш.max=14550 Н – средняя и максимальная нагрузки соответственно на шатунную шейку;

l’шш.ср=lшш2·rгол=142·1=12 мм – рабочая ширина шатунного вкладыша;

rгол – радиус галтели, принятый равным 1 мм.

МПа; (170)

МПа, (171)

где: Rшш.ср=0,5·θшш.ср=0,5·4200=2100 Н – средняя нагрузка на коренную шейку;

Rшш.max=0,5·θшш.max=0,5·14550=7275 Н –максимальная нагрузка на коренную шейку.

6.3.1 Расчет коренной шейки

Коренные шейки рассчитываются только на кручение. Максимальные и минимальные значения скручивающих моментов определяют, находя набегающие моменты, последовательно подходящие к отдельным коренным шейкам, по формуле:

, Нм. (172)

Расчет набегающих моментов приведен в таблице 6.3.

Момент сопротивления коренной шейки кручению:

м3. (173)

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла при наиболее нагруженной 4й коренной шейки, на которую воздействует крутящий момент, имеющий наибольший размах ΔМк.ш.max:

МПа; (174)

МПа. (175)

Средние напряжения и амплитуды напряжений:

МПа; (176)

МПа; (177)

МПа, (178)

где: kТ=0,6·[1+g(αкб1)]=0,6·[1+0,4(3,01)]=1,1 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

αкб – теоретический коэффициент концентрации напряжений, определенный с учетом наличия масляного отверстия /1/;

g=0,4 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений;

εм=0,9 – масштабный коэффициент определенный по /1/;

εн=1,2 – коэффициент поверхностной чувствительности при закалке шеек токами высокой частоты на глубину 23 мм /1/.

Так как > , то запас прочности шейки определяется по пределу усталости:

> [nτ]=2.

Запас прочности коренных шеек бензиновых двигателей должен быть не менее 3…5. В данном случае это условие выполнено.

6.3.2 Расчет шатунной шейки

Шатунные шейки рассчитывают на кручение и изгиб. Скручивание шатунной шейки происходит под воздействием набегающих моментов Мшш, а изгиб под действием изгибающих моментов в плоскости кривошипа Мz и перпендикулярной плоскости Мm.

Крутящие моменты, действующие на шатунную шейку, определены по формуле:

, Нм. (179)

и представлены в таблице 6.3.

Момент сопротивления шатунной шейки кручению:

м3. (180)

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла:

МПа;

МПа.

Средние напряжения и амплитуды напряжений:

МПа;

МПа;

МПа,

где: kТ=1,1 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

εм=0,9 – масштабный коэффициент определенный по /1/;

εн=1 – коэффициент поверхностной чувствительности при закалке шеек токами высокой частоты на глубину 23 мм /1/.

Так как > , то запас прочности шейки определяется по пределу усталости:

> [nτ]=2.

Запас прочности коренных шеек бензиновых двигателей должен быть не менее 3…5. В данном случае это условие выполнено.

Изгибающий момент, действующий на шатунную шейку в плоскости:

, Нм, (181)

где: реакция опор при действии тангенциальной силы, Н;

мм – расстояние между серединами коренных шеек.

Изгибающий момент, действующий на шатунную шейку в плоскости кривошипа:

, Нм, (182)

где: мм;

RZ – реакция опоры от суммарных сил, действующих в плоскости кривошипа.

Суммарный изгибающий момент:

, Нм. (183)

Так как большие напряжения в шатунной шейке возникают у краев масляного отверстия, то определяем изгибающий момент, действующий в плоскости масляного отверстия:

, Нм, (184)

где: φм=68° угол между осью кривошипа и осью масляного отверстия.

Результаты расчетов сведены в таблицу 6.3.

Таблицу 6.3 – Определение изгибающих моментов, действующих на шатунную шейку

α,град п.к.в RТ, Н МТ, Нм МТ·sinφМ, Нм RZ, Н МZ, Нм МZ·sinφМ, Нм Мφ, Нм

0 0 0 0 1,17 55,58 20,57 20,57

30 0,15 3,60 3,31 0,08 29,59 10,95 14,26

60 0,23 5,51 5,07 0,45 38,42 14,22 9,15

90 0 0 0 0,68 43,99 16,28 16,28

120 0,23 5,62 5,17 0,46 38,66 14,31 19,47

150 0,01 0,34 0,31 0,01 27,79 10,28 9,97

180 0 0,01 0,01 2,49 32,06 11,86 11,85

210 1,02 24,55 22,59 0,57 14,02 5,19 17,40

240 0,21 5,08 4,67 0,42 37,58 13,91 9,24

270 0 0 0 0,64 42,84 15,85 15,85

300 0 0 0 0,42 37,61 13,91 13,91

330 0,17 4,18 3,84 0,10 29,90 11,06 7,22

360 0 0,01 0,01 0,10 29,90 11,06 11,05

Из таблицы находим максимальные и минимальные моменты:

Нм;

Нм.

По этим значениям определяем максимальное и минимальное нормальные напряжения ассиметричного цикла, а также среднее напряжение и амплитуду напряжений:

МПа;

МПа,

где: м3.

Средние напряжения и амплитуды напряжений:

МПа;

МПа;

МПа,

где: kσ=1+g(αкσ – 1)=1+0,4(3 – 1)=1,8 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

εм=0,9 – масштабный коэффициент определенный по /1/;

εн=1,2 – коэффициент поверхностной чувствительности при закалке шеек токами высокой частоты на глубину 23 мм /1/.

g=0,4 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений;

αкб=3,0 – теоретический коэффициент концентрации напряжений, определенный с учетом наличия масляного отверстия /1/;

Запас прочности шатунной шейки определяется по пределу усталости

(при σm<0):

.

Общий запас прочности шатунной шейки должен быть не менее 2…3:

.

Условие прочности выполняется.

6.3.3 Расчет щеки

При расчете щек коленчатого вала определяют напряжения:

1) касательные от кручения;

2) нормальные от изгиба и растяжения – сжатия.

Максимальные и минимальные моменты, скручивающие щеку:

Нм; (185)

Нм, (186)

где: RTmax и RTmin определены по таблице 6.3.

Максимальное и минимальное касательные напряжения щеки:

МПа;

МПа,

где: м3 – момент сопротивления расчетного сечения щеки АА (рисунок 6.5).

Средние напряжения и амплитуды напряжений:

МПа;

МПа;

МПа,

где: kТ=0,6[+g(αкσ – 1)]=0,6[1+0,4(1,4 – 1)]=0,7 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

αкб=3,0 – теоретический коэффициент концентрации напряжений, определенный с учетом концентрации напряжений у галтелей /10/;

g=0,4 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений;

εм=0,64 – масштабный коэффициент, определенный по /10/;

εн=0,75 – коэффициент поверхностной чувствительности для необработанной щеки /10/.

Запас прочности щеки от касательных напряжений определяется по пределу усталости:

> 2.

Определяем моменты, изгибающие щеку:

Нм; (187)

Нм, (188)

где: RZmax и RZmin, определены по таблице 6.3.2.1.

Определяем силы, сжимающие (растягивающие) щеку:

кН; (189)

кН, (190)

где: Zmax и Zmin определены в динамическом расчете (приложение 2).

Максимальное и минимальное нормальные напряжения щеки:

МПа; (191)

МПа, (192)

где: м3 – момент сопротивления щеки изгибу;

м2 – площадь сечения АА щеки.

Средние напряжения и амплитуды напряжений:

МПа;

МПа;

МПа,

где: kσ=1+g(αкσ – 1)=1+0,4(1,4 – 1)=1,16 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

εм=0,7 – масштабный коэффициент определенный по /1/;

εн=0,75 – коэффициент поверхностной чувствительности при закалке шеек токами высокой частоты на глубину 23 мм /1/.

g=0,4 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений;

αкб=1,4 – теоретический коэффициент концентрации напряжений /1/;

Так как > , то запас прочности щеки от нормальных напряжений определяется по пределу усталости:

.

Суммарный запас прочности щеки должен быть не менее 2…3:

.

Условие прочности выполняется.

6.3.4 Расчет шатунного подшипника

На основании данных расчета шатунной шейки имеем: диаметр шатунной шейки dш.ш=18 мм; рабочая ширина шатунного вкладыша lш.ш=12 мм; среднее удельное давление на поверхности шейки kш.ш.ср=19,4 МПа; частота вращения коленчатого вала n=3000 мин1.

Диаметральный зазор:

мм. (193)

Относительный зазор:

мм. (194)

Коэффициент, учитывающий геометрию шатунной шейки:

. (195)

Максимальная толщина масляного слоя:

мм, (196)

где: μ= 0,0136 Н·с/м2 – принят по таблице при Т=373 К (подшипник залит свинцовистой бронзой).

Величина критического слоя масла:

мм, (197)

где: hв=0,007 мм – величина неровностей поверхности шейки после чистового шлифования;

hн=0,0013 мм – величина неровностей поверхностей вкладыша после алмазного растачивания.

Коэффициент запаса надежности подшипника:

. (198)

По условию обеспечения жидкостной смазкой подшипника коэффициент надежности должен быть больше 2, условие надежности выполняется.

7. Расчет корпуса двигателя

7.1 Расчет гильзы цилиндра

Гильзы цилиндров являются наиболее нагруженными деталями двигателя. Они испытывают напряжения от действия сил газов, бокового давления поршня и тепловых нагрузок.

На основании проведенного теплового расчета имеем следующие данные для расчета гильзы цилиндра: диаметр цилиндра D=52 мм; максимальное давление сгорания рmax=4,344 МПа при n=3000 мин1. Материал гильзы цилиндра высококачественный чугун СЧ2848: αЦ=11·106 1/К; Е=1·105 МПа; μ=0,25 /3, стр.272/. Допустимое напряжение на растяжение для чугуна σZ=60 МПа.

Толщину стенки выбираем конструктивно δГ=5 мм и проверяем по формуле:

мм, (199)

где: σZ=60 МПа – допустимое напряжение на растяжение для чугуна.

Рисунок 7.1 Расчетная схема гильзы

Толщина стенки гильзы выбирается с некоторым запасом прочности, так как σГ > σГР.

Наиболее опасной нагрузкой является максимальное давление сгорания рz.max, вызывающее растягивающее напряжение по образующей цилиндра и по его кольцевому сечению (рисунок 7.1).

Напряжение растяжения в гильзе от действия максимального давления:

МПа. (200)

Температурные напряжения в гильзе:

МПа, (201)

где: ΔТ=120 К – температурный перепад между внутренней и наружной поверхностями гильзы.

Суммарные напряжения в гильзе от давления газов и перепада температур не должны превышать для чугунной гильзы 100130 МПа.

На наружной поверхности:

МПа. (202)

На внутренней поверхности:

МПа. (203)

7.2 Расчет головки блока цилиндра

В двигателях с воздушным охлаждением индивидуальные головки рассчитывают на разрыв по сечению ХХ:

, МПа, (204)

где: МН – расчетное разрывное усилие;

м2 – площадь расчетного сечения.

МПа.

Напряжение разрыва меняется в пределах 1015 МПа.

7.3 Расчет шпильки головки блока цилиндров

Силовые шпильки служат для соединения головки блока с блоком цилиндров. Они работают в условиях воздействия на них сил от предварительной затяжки, давления газов и нагрузок, возникающих изза неравенства температур и коэффициентов линейного расширения материалов головки блока, блока картера и шпилек.

Принимаем по прототипу: число шпилек на один цилиндр iшп=4; номинальный диаметр шпильки d=6 мм;

шаг резьбы шпильки dв=d – 1,4·t=6 – 1,4·0,75=4,95 мм.

Материал шпильки – сталь 30Х.

Для стали 30Х: предел прочности σв=850 МПа; предел усталости при растяжении – сжатии σ1р=260 МПа; предел текучести σТ=700 МПа; коэффициенты приведения цикла при растяжении – сжатии σσ=0,14.

Находим отношение предела усталости при растяжении – сжатии к пределу текучести:

; (205)

. (206)

Проекция поверхности камеры сгорания на плоскость перпендикулярно оси цилиндра при верхнем расположении клапанов:

м2. (207)

Сила давления газов, приходящаяся на одну шпильку:

МН. (208)

Сила предварительной затяжки:

МН, (209)

где: m=3 – коэффициент затяжки шпильки для соединений с прокладками;

χ=0,2 – коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Суммарная сила, растягивающая шпильку без учета силы Рi:

МН. (210)

Минимальная сила, растягивающая болт:

МН. (211)

Максимальное и минимальное напряжение, возникающее в шпильке:

МПа; (212)

МПа. (213)

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

МПа;

МПа;

МПа,

где: kσ=1+g(αкσ – 1)=1+0,74(4 – 1)=3,22 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

αкσ=4 – теоретический коэффициент концентрации напряжений;

g=0,74 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений;

εм=0,98 – масштабный коэффициент,определенный по таблице 11.7/10, стр.253/;

εn=0,82 – коэффициент поверхностной чувствительности (грубое обтачивание), определен по таблице 11.8/10/.

Так как > , то запас прочности шпилек определяется по пределу текучести.

.

Запас прочности шпилек должен быть 1,5…2,5.

Условие запаса прочности выполнено.

8. Расчет систем двигателя

8.1 Система смазки

Система смазки обеспечивает смазку деталей двигателя с целью уменьшения трения, предотвращения коррозии, удаления продуктов износа и частичное охлаждение его отдельных узлов.

Система смазки данного двигателя заменена непосредственным добавлением масла в картер двигателя. В картере двигателя выполнены необходимые отверстия, сообщающиеся с блоккартером двигателя для подвода масляного тумана из камеры вспомогательных механизмов в кривошипную камеру двигателя.

Для смазки подшипников качения используется моторное масло, заливаемое по уровню в камере вспомогательных механизмов.

Втулки шарнирных соединений смазываются маслом моторным универсальным М8В ГОСТ 1054178.

8.1.1 Приготовление топливной смеси

Главное отличие карбюраторной системы от системы с

непосредственным впрыском является раздельный впуск топлива и

окислителя (воздуха).

Подготовка смеси в проектировании ДВС осуществляется путем непосредственного впрыска топлива в цилиндр двигателя, а окислитель подается через специальное отверстие (впускной трубопровод). Смешивание происходит непосредственно перед воспламенением смеси топлива воздуха в цилиндре.

Топливо подается под давлением Δр=0,3 МПа так называемой аккумуляторной системой питания двухтактного двигателя.

Состав топливной смеси: автомобильный бензин АИ92 ГОСТ 208477.

8.2 Расчет элементов системы охлаждения

Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода теплоты от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния двигателя и его нормальной работы.

Для рассчитываемого двигателя выбираем воздушное охлаждение. Расчет системы воздушного охлаждения сводится к расчету поверхности воздушного охлаждения.

8.2.1 Расчет поверхности воздушного охлаждения

Количество охлаждающего воздуха, подаваемого специальным насосом, определяется исходя из общей величины, отводимой от двигателя теплоты Qвозд:

Дж/с. (214)

где: с=0,45 – коэффициент пропорциональности для двухтактных двигателей;

i – число цилиндров;

D – диаметр цилиндра, см;

n – частота вращения коленчатого вала двигателя, мин1;

m=0,64 – показатель степени для двухтактных двигателей.

м3/с, (215)

где: Твозд.вх=293 К и Твозд.вых=353 К – температуры воздуха, входящего в межреберное пространство и выходящего из него.

Поверхность охлаждения ребер цилиндра:

м2, (216)

где: Qцил – количество теплоты, отводимой воздухом от цилиндра двигателя ( в расчетах принимают, что от стенок цилиндра отводится 2540% общего количества теплоты Qвозд, а остальная часть – от головок двигателя), примем Qцил=2167,2 Дж/с;

Ке – коэффициент теплоотдачи поверхности цилиндра, Вт/(м2·К);

Тцил.о=423 К – средняя температура у основания ребер цилиндра;

Твозд.вх – средняя температура воздуха в межреберном пространстве цилиндра,К.

Величина коэффициента теплоотдачи:

Вт/(м2·К), (217)

где: Тср – среднее арифметическое температур ребра и обдувающего воздуха,К;

Wв=30 м/с – скорость воздуха в межреберном пространстве.

Поверхность охлаждения ребер головки цилиндра:

м2, (218)

где: Qгол=5056,8 Дж/с – количество теплоты, отводимой воздухом от головки цилиндра;

Тцил.гол=423 К – средняя температура у основания ребер головки.

8.3 Выбор пускового устройства

Система пуска двигателя предназначена для проворачивания коленчатого вала двигателя от постороннего источника энергии на таких оборотах, при которых в цилиндрах создаются условия, необходимые для воспламенения и сгорания топлива.

Запуск двигатели осуществляется с помощью ручного привода пускового устройства.

8.4 Общие сведения

Система питания топливом предназначена для хранения, очистки топлива и приготовления топливовоздушной смеси определенного состава, а также для подачи ее в цилиндр в количестве, обеспечивающем соответствующие режимы работы бензинового двигателя.

По системам топливоподачи бензиновые двигатели делятся на карбюраторные и с впрыскиванием. На двухтактных двигателях преимущественное распространение получили карбюраторные системы подачи топлива.

Основными недостатками данных систем являются:

1) В двухтактном двигателе вследствии продувки цилиндра через карбюратор смесью бензин – воздух происходит частичный выброс свежего заряда в атмосферу.

2) Пониженное значение коэффициента наполнения цилиндра свежим

зарядом вследствие потери давления в карбюраторе системы впуска установкой карбюратора изза увеличения скорости Δратм, определяемое по формуле:

, МПа.

3) Повышенная пожароопасность вследствие нахождения значительного

объема топлива в карбюраторе, его приспособлениях и устройствах.

Важными качествами системы питания с карбюрацией топлива является простота конструкции и относительная дешевизна в производстве и эксплуатации. Введение в начале 60х годов прошлого века в США более жестких норм токсичности способствовало поиску новых направлений в развитии систем подачи топлива. Распространение систем впрыска в настоящее время соответствует общей тенденции совершенствования экологических и экономических параметров двигателя.

В настоящее время впрыскивающие топливные системы классифицируют по различным признакам, а именно: по месту подвода топлива (центральный одноточечный впрыск, распределенный впрыск, непосредственный впрыск в цилиндры); по способу подачи топлива (непрерывный и циклический впрыск); по типу узлов дозирующих топливо (плунжерные насосы, распределители, форсунки, регуляторы давления); по способу регулирования количества смеси (пневмомеханическое); по основным параметрам регулирования состава смеси (разряжению во впускной системе, углу поворота дроссельной заслонки, расходу воздуха).

Системы с впрыскиванием топлива по сравнению с карбюраторными системами обладают следующими преимуществами:

1) Топливо равномернее распределяется по цилиндрам (неравномерность 67%) на всех скоростных режимах, что обеспечивает в них одинаковый состав смеси и повышение топливной экономичности.

2) Отсутствие потери части топлива при продувке цилиндра,

z × m ДВС, повышает экономичность, мощность и экологичность двигателя.

3) Уменьшение сопротивления впускной системы изза отсутствия карбюратора, в результате повышается коэффициент наполнения цилиндров и литровая мощность двигателя.

4) Лучшая продувка и более равномерный состав смеси по цилиндрам снижают температуру стенок цилиндра, днища поршня, что в свою очередь позволяет уменьшить октановое число топлива на 23 единицы или поднять степень сжатия без опасности детонации, увеличить КПД.

5) Возможность более тонко регулировать состав смеси не только на нагрузочных, но и на скоростных режимах работы двигателя, что повышает экономичность и снижает содержание токсичных веществ в отработавших газах.

Недостатками систем впрыска бензина являются:

1) Значительная конструктивная сложность;

2) Наличие прецизионных деталей, автоматики регулирования и коррекции состава смеси обуславливают повышенную стоимость системы;

3) Сложность и дороговизна эксплуатации;

4) Регулирование и устранение неисправностей требует высокой квалификации.

Среди систем впрыска наиболее широкое распространение получили системы центрального и распределенного впрыска во впускной коллектор. Но в них, как и в карбюраторных системах, смесеобразование остается внешним, что имеет свои недостатки. Принципиально новыми системами являются системы непосредственного впрыска бензина в полость цилиндров, в которых осуществляется внутреннее смесеобразование, аналогично системам смесеобразования дизелей.

Двигатель с системой непосредственного впрыска бензина в камеры сгорания, позволяет обеспечивать точное и высокочувствительное управление смесеобразованием и сгоранием. Это позволяет ему работать как на режиме сверхбедных топливовоздушных смесей (3040:1, что недоступно для обычных «инжекторных» двигателей), так и на обогащенных смесях на мощностном режиме, что позволяет двигателю развить высокую мощность и крутящий момент. Кроме того, за счет эффекта охлаждения воздушного заряда при испарении впрыснутого топлива улучшается наполнение > цилиндров воздухом, а также предотвращается детонация, что позволяет повысить степень сжатия двигателя, а следовательно, и его удельную мощность.

8.5 Разработка системы непосредственного впрыска топлива

В данном дипломном проекте разработана система напосредственного впрыска бензина в цилиндр двигателя электромагнитной форсункой.

Прототипом разработанного двигателя является двигатель «2СДМ1», оснащенный карбюратором и кривошипнокамерной продувкой цилиндра.

Разработанная система непосредственного впрыска имеет свои конструктивные особенности. Уплотнение между отверстием в блоке цилиндра и форсункой обеспечивается высокоточным исполнением отверстия в цилиндре двигателя «2СДМ1». Этого достаточно, так как форсунка в процессе работы испытывает относительно небольшое давление.

Рисунок 8.1 Узел электромагнитной форсунки

1 – блок цилиндра карбюраторного двигателя; 2 болт крепления форсунки к двигателю; 3 форсунка; 4 впускной трубопровод (впускной коллектор).

Расположение отверстия впрыскивания подобрано таким образом, что после впрыскивания и на протяжении всего процесса сгорания поршень перекрывает его, тем самым, защищая форсунку от действия высоких температур и давлений. Данное мероприятие позволяет снизить теплонапряженность форсунки и, тем самым, уменьшить ее закоксовывание, а значит, позволит использовать отработанные ранние системы с ЭСУД на двигателях ВАЗ, продлить срок ее службы, поддерживать расход топлива на расчетном уровне, сократить затраты на эксплуатацию и ремонт топливной системы.

В стенке гильзы, на 710 мм выше кромки выпускною окна и с наклоном под углом 1520° в сторону НМТ, установлена форсунка, два сопловых отверстия которой направлены в цилиндрическую (высотой 1,52,5 мм.) выемку в днище поршня, а одно сопловое отверстие в околосвечной объем так, чтобы при впрыске топлива свеча зажигания оказалась в зоне топливного факела с коэффициентом избытка воздуха а равной 0,90,95.

В конце процесса расширения в момент, когда поршень открывает отверстие форсунки, происходит открытие выпускного окна (ц=60 град.п.к.в.) и сброс давления и температуры.

Прототипом проектируемой электронной системы управления двигателем является система электронного впрыска BOSH MP7.0, разработанная фирмой BOSH (Германия), устанавливаемая на двигателях ВАЗ2110 и его семейство, обеспечивающая экологические нормы Евро4.

Система управления подачей топлива функционирует следующим образом: топливный электрический насос через топливный фильтр подает топливо из топливного бака к форсунке. Мембранный регулятор давления топлива устанавливает уровень давления в системе около 0,3 МПа и возвращает излишки топлива в топливный бак через сливной топливопровод. Кроме того, давление топлива в системе зависит от разрежения в цилиндре двигателя в момент впрыска, которое подведено к регулятору давления.

На диафрагму перепускного клапана регулятора давления топлива с одной стороны воздействует давление топлива, а с другой давление пружины и давление всасываемого воздуха. За счет этого обеспечивается оптимальное давление топлива в системе в прямой зависимости от положения дроссельной заслонки и нагрузки двигателя. Топливные форсунки управляются электронным блоком управления (ЭСУД). Количество поступающего в камеры сгорания топлива пропорционально времени открытия форсунок. Электронный блок управления, в свою очередь, регламентирует это время, определяя его по сигналам датчиков установленных на двигателе:

1) датчика положения коленчатого вала, по импульсу которого определяется положение и частота вращения коленчатого вала для расчета момента срабатывания форсунки и модуля зажигания;

2) датчику скорости, по показаниям которого определяется значение скорости автомобиля, необходимое для управления рабой системы впрыска;

3) датчику температуры;

4) датчику массового расхода воздуха, получая сигнал от которого, ЭБУ использует свои таблицы данных и определяет длительность импульса открытия форсунок;

5) датчика детонации, считывая сигнал которого, ЭБУ корректирует угол опережения зажигания;

6) датчика положения дроссельной заслонки;

В режиме пуска двигателя ЭБУ переходит в асинхронный режим управления форсунками до достижения оборотов двигателя на уровне 400 об/мин.

Подача топлива в камеры сгорания прекращается в режиме продувки двигателя (дроссельная заслонка открыта более чем на 75%, а вращение коленчатого вала при этом менее 400 об/мин.) и может кратковременно прекращаться в режиме торможения двигателем в зависимости от частоты вращения коленчатого вала, скорости движения автомобиля и угла открытия дроссельной заслонки.

Обогащение топливной смеси в режимах повышенной нагрузки двигателя и ускорений ЭБУ производит, увеличивая время открытия форсунок, регламентируя его по сигналам датчика положения дроссельной заслонки и датчика массового расхода воздуха, учитывая при этом скорость движения автомобиля, по сигналам датчика скорости.

Электронный блок управления контролирует напряжение питания в бортовой сети автомобиля и при его значительном снижении увеличивает время открытия форсунок, компенсируя (изза низкого напряжения питания) замедленное включение электромеханического клапана форсунки.

На всех режимах работы двигателя по сигналам датчиков положения дроссельной заслонки и массового расхода воздуха контроллер определяет количество поступающего в двигатель воздуха и регулирует подачу топлива форсункой для обеспечения необходимого состава топливной смеси. При прогреве холодного двигателя и на холостом ходу контроллер управляет работой регулятора холостого хода и в зависимости от нагрузки и температуры двигателя обеспечивает обороты коленчатого вала на необходимом уровне. При быстром закрытии дроссельной заслонки на ходу автомобиля контроллер увеличивает подачу воздуха регулятором холостого хода. Таким образом, обедняется топливная смесь для обеспечения снижения токсичности выхлопных газов.

Управление зажиганием осуществляет ЭБУ по сигналам датчика положения коленчатого вала и учитывая текущий режим работы двигателя по сигналам других датчиков.

Электронный блок управления (контроллер) является микропроцессорной системой с энергонезависимым постоянным запоминающим устройством (ПЗУ), энергонезависимым перепрограммируемым запоминающим устройством (ППЗУ) и оперативным запоминающим устройством (ОЗУ) сохраняющим данные только при наличии напряжения питания. В данных ПЗУ хранятся программа работы микропроцессора и таблицы параметров двигателя. Для хранения промежуточных значений микропроцессор использует ОЗУ. Контроллер управляет исполнительными устройствами впрыска топлива (зажигание, форсунки и т.д.) и, кроме того, осуществляет диагностику работы датчиков. При обнаружении неисправности контроллер зажигает лампу «CHECK ENGINE» и сохраняет в ОЗУ код ошибки.

Разработанная система непосредственного впрыска топлива имеет преимущества перед системами распределенного впрыска во впускной коллектор.

Вопервых, возможность работы на бедных смесях, улучшенное наполнение цилиндра и исключение потери топлива при продувке цилиндра способствуют увеличению экономичности двигателя, повышению литровой мощности и снижению концентрации токсичных веществ в отработавших газах. Вовторых, впрыскиваемое в цилиндр топливо несколько охлаждает стенки цилиндра, днище поршня и воздух, что вместе с более равномерным распределением смеси уменьшает опасность детонации, а это позволяет повысить степень сжатия, в результате чего увеличивается мощность двигателя, улучшаются его экономические показатели. Втретьих, разработанная система впрыска не требует высоких затрат при производстве, т.к. имеет минимум оригинальных деталей. Большинство деталей являются штатными деталями двигателя ВАЗ2110.

Система непосредственного впрыска имеет некоторые недостатки:

1) повышенная сложность в производстве изза применения электронных приборов, датчиков и деталей, требующих высокой точности изготовления, что увеличивает стоимость двигателя;

2) требуется высокая квалификация при ремонте и обслуживании двигателя, дорогостоящие диагностические приборы, что увеличивает стоимость в эксплуатации;

3) более напряженные условия работы форсунок, главным образом изза высоких температур в цилиндре, в данном проекте предпринята попытка решения этой проблемы путем защиты форсунки поршнем;

4) возможны проблемы с запуском двигателя при низких температурах воздуха, т.к. мало времени на испарение холодного топлива.

9 Организационноэкономическая часть

Целью организационноэкономического раздела дипломного проекта является экономическое обоснование инженерных решений. При этом решаются следующие задачи:

1) изучение емкости рынка и перспективы его развития;

2) оценка затрат, необходимых для производства и сбыта продукции;

3) соизмерение затрат с возможными ценами продаж и определение прибыльности проекта.

9.1 Анализ технического уровня и прогрессивности проектируемой конструкции

Развитие научнотехнического прогресса ведет к возрастанию требований, предъявляемых к двигателям автомобилей и тракторов. Ухудшение экологической обстановки в нашей стране и во всем мире в целом заставляет ужесточать требования, предъявляемые к токсичности отработавших газов. Новые двигатели должны обладать как хорошими мощностными показателями, так и низким расходом топлива и соответствовать современным нормам содержания вредных компонентов в отработавших газах.

Прототипом проектируемого двигателя является двухтактный карбюраторный двигатель “2CДМ1”, с номинальной мощностью Ne=1,5 кВт

при частоте вращения коленчатого вала 3000мин1 и удельном расходе топлива ge=546 г/кВтч, выпускаемый Петропавловским заводом малолитражных двигателей.

Проектируемый двигатель имеет максимальную мощность Ne=1,5 кВт при частоте вращения коленчатого вала 3000мин1 и удельный расход топлива ge=204,6 г/кВтч.

Для снижения токсичности отработавших газов для данного двигателя сконструирована система рециркуляции отработавших газов.

Анализ прогрессивности проектируемой продукции проводится на основе оценки перспективности и конкурентоспособности, которая, в свою очередь, определяется путем оценки ее двумя обобщающими критериями: К1 критерий технического уровня; K2 критерий технической конкурентоспособности.

Критерий Кi представляет собой отношение суммы относительных величин ранжированных параметров, исчисленных по отношению к соответствующим параметрам образцов отечественной продукции, к приведенному числу параметров и рассчитывается по формуле:

, (219)

где: ,

β – частичный рациональный или редуцированный нерациональный параметр проектируемой продукции;

β0 – частичный рациональный или редуцированный нерациональный

S – число рассматриваемых параметров;

Gi – коэффициент весомости частного параметра, расположенного в ранжированной последовательности параметров.

, (220)

I – номер рассматриваемого параметра.

, ; (221)

, ; (222)

, ; (223)

, ; (224)

.

Так как критерий К1 >1,4 , то проектируемая конструкция весьма перспективной (конкурентоспособной).

Критерий К2 представляет собой отношение суммы относительных величин ранжированных параметров, исчисленных по отношению к соответствующим параметрам образцов зарубежного производства, к приведенному числу параметров и рассчитывается по формуле:

, (225)

где: ,

βu – частичный рациональный или редуцированный нерациональный параметр лучшего зарубежного образца, например, YAMAHA(ДТ 250 МХ).

, ;

, ;

, ;

, ;

.

Значение критерия К2 лежит в пределах интервала 1,0 < К2 > 1,2 , следовательно, данная продукция является средней перспективности.

9.2 Расчет затрат на производство детали

В качестве объекта калькуляции выбираем впускной трубопровод.

Основные материалы можно оценить по формуле:

,кг (226)

где: Gз – масса заготовки (черная), кг;

Gч – масса детали (чистовая), кг; Gч= 0,7 кг;

Kи – коэффициент использования металла; для заготовок из отливок принимаем Ки = 0,5.

кг.

Цену 1 кг материала принимаем равной 20 условным денежным единицам (у.д.е.), цена 1 кг отходов – 5 у.д.е.

Основная заработная плата производственных рабочих складывается из прямой заработной платы по сдельным нормам и расценкам, премии по сдельнопремиальной системе и доплаты по районному коэффициенту.

Прямая заработная плата:

, (227)

где: tшт.i – штучное время на iтой операции, мин.;

ri – тарифная ставка iтой операции, у.д.е.;

n – количество операций по изготовлению детали.

Данные по операциям производства детали приведены в таблице 9.1.

руб.

Таблица 9.1 – Нормативы штучного времени и тарифные ставки операций по производству детали

№ операции Наименование операции Штучное время, мин Тарифная ставка, руб/час

1 Литье 733 20,10

2 Сверление 0,35 8,9

3 Шлифование 2 8,9

Размер премии по сдельнопремиальной системе составляет 25% от прямой заработной платы, а доплата по районному коэффициенту для уральского региона составляет 15%, тогда основная заработная плата производственных рабочих:

руб.

Калькуляция себестоимости детали приведена в таблице 9.2.

Таблица 9.2 – Калькуляция себестоимости детали

№ п.п. Наименование статьи Затраты

на деталь на программу,

тыс.руб.

руб. к итогу, %

1 2 3 4 5

1 Основные материалы 136,0 88,55 3400000

2 Транспортнозаготовительные расходы 4,08 2,66 102000

3 Возвратные отходы ( вычитаются) 17,0 11,07 425000

4 Итого: прямых материальных затрат 123,08

5 Основная заработная плата производственных рабочих 3,925 2,53 102300

6 Дополнительная заработная плата производственных рабочих 0,52 0,32 12410

7 Отчисления на социальные нужды 1,51 0,9 51104,85

8 Расходы по содержанию и эксплуатации оборудования 9,40 6,12 1 235000

9 Общецеховые расходы 3,76 2,45 94000

10 Итого: цеховая себестоимость 135,56

11 Общезаводские расходы 1,96 2,14 82250

12 Расходы будущих периодов 2,83 1,84 70780,2

13 Итого: производственная себестоимость 141,64

14 Внепроизводственные расходы 4,249 3,85 136681,61

15 Итого: полная ( коммерческая) себестоимость 145,88 100,0 34287218

16 Полная себестоимость за вычетом прямых материальных затрат 28,51 662721,81

9.3 Расчет себестоимости двигателя

Себестоимость разрабатываемого двигателя может быть определена с различной степенью точности. В данном случае, для определения себестоимости изделия применяем метод удельных показателей, который является укрупненным методом определения себестоимости. Он основан на предположении, что себестоимость конструктивно подобных изделий изменяется прямо пропорционально изменению одного характерного параметра, например, мощности.

По данным предприятияизготовителя, себестоимость двигателяпрототипа составляет Спр=3200 руб.

Тогда себестоимость проектируемого двигателя:

руб. (228)

9.4 План маркетинга

В соответствии с данными экономическими условиями, спрос на отечественные двигатели остается стабильно высоким. Но в последнее время наметилась тенденция увеличения спроса на более престижные импортные двигатели.

Все больше покупателей предпочитают относительно дешевым отечественным двигателям более дорогие, но более качественные, удобные в обслуживании и эксплуатации, безопасные и экологичные иностранные.

В связи с тем, что разработанная модель двигателя не намного дороже двигателяпрототипа, а количество его вредных выбросов меньше, что позволяет выполнить экологические требования “Евро3”.

Петропавловский завод в настоящее продает достаточно престижную среди отечественных малолитражных двигателей, но не новую модель

“2СДМ1” в количестве около 40 тыс. штук в год. На основании этих данных можно предположить, что на более генераторных установках, с установленным на них улучшенным двигателем, спрос может составить в пределах 25 тыс. штук в год с учетом экспортных поставок.

Цену в условиях рынка изготовитель устанавливает с учетом следующих факторов:

1) Спроса со стороны потребителей;

2) Затратами на ее производство и реализацию;

3) Рыночной конъюктуры;

4) Среднеотраслевая прибыль;

5) Конкуренция (ценовая и неценовая – качество товара, особенности производства, имидж предприятия, объем поставок, условия платежа и др.)

6) Метода установления цены;

7) Учета мер государственного регулирования.

В зависимости от характера обслуживаемого оборота, различают следующие основные виды цен на промышленную продукцию: оптовая цена предприятия; отпускная цена предприятия; оптовая цена промышленности; розничная цена.

Оптовую цену предприятия изделия определяют исходя из норматива рентабельности (прибыли) по отношению к полной себестоимости, принимаемого на уровне 15% (Цопт):

руб. (229)

9.5 Оценка коммерческой состоятельности дипломного проекта

В общем случае, капитальные вложения (инвестиции) в строительство и организацию работы по выпуску новой продукции включают в себя:

К= Кпр + Ксопр + Коб + КНИР , (230)

где: Кпр – прямые капитальные вложения, руб.;

Ксопр – сопряженные капитальные вложения, руб.;

Коб – минимально необходимые оборотные средства;

КНИР – капитальные вложения, обусловленные проведением научноисследовательских работ (НИР).

В дипломном проекте реальные (капиталообразующие) инвестиции, при этом, как правило, учитываются только прямые капитальные вложения Кпр, которые численно равны вложениям в основные производственные фонды. При отсутствии данных принимаем Кпр – 90% m произведения полной себестоимости изделия на программу его выпуска Аг:

руб. (231)

Для определения экономической целесообразности осуществления инвестиционного проекта, используется система показателей:

1) Простая норма прибыли (ПНП). Под простой (минимальной) нормой прибыли понимается наименьший гарантированный уровень доходности, сложившийся на рынке капиталов. При этом средняя за период жизни проекта, например один год, расчетная (чистая) прибыль Пр сопоставляется со средними инвестициями в проект – Ксум.

; (232)

руб, (233)

где: Пб – балансовая (общая) прибыль; kн.п. – коэффициент, учитывающий налог на прибыль, принимаем kн.п. = 0,7.

Балансовая (общая) прибыль от реализации продукции определяется как разность отпускной цены изделия (Цопт) к плановой ее полке себестоимости (Спол) с учетом годовой программы выпуска

руб. (234)

2) Срок окупаемости инвестиций. Срок окупаемости – это минимальный временной интервал (от начала осуществления инвестиционного проекта), за пределами которого суммарный эффект становится равным нулю и остается в дальнейшем положительным;

Ток = Ксум / Пр = 78207750/9136750=0,86 года или 10,3 месяца.

3) Точка безубыточности проекта. “Точка безубыточности проекта” – это критический объем производства (Акр), при котором прибыль становится нулевой:

шт, (235)

где: В – условнопостоянные издержки на весь выпуск (капитальные вложения Ксум), руб./год.; а – условнопеременные издержки на единицу продукции (себестоимость Сп), руб./шт.;

4) Частичный дисконтированный доход. Частичный дисконтированный доход определяется как сумма текущих эффектов (расчетная прибыль) за весь расчетный период, приведенная к начальному шагу (превышение интегральных результатов над интегральными затратами). При принятом в дипломном проекте условии, что капиталовложения производятся за один шаг, чистый дисконтированный доход за каждый год определяется:

руб. (236)

5) Индекс рентабельности (доходности) проекта. Индекс рентабельности ( ИР) проекта показывает, сколько единиц современной величины денежного потока приходится на единицу предполагаемых первоначальных затрат, т.е. представляет собой отношение суммы приведенных эффектов к величине капиталовложений. С учетом ряда допущений ( капиталовложения осуществляются в начальный период и за счет собственных средств, получаемые ежегодные эффекты постоянны, ликвидиционную стоимость не учитываем), индекс рентабельности определяется по формуле:

, (237)

где: Е=0,15 – принятая величина дисконта.

Экономический эффект потребителя можно оценить, сравнивая затраты при эксплуатации базового и проектируемого двигателей:

, руб./кВт, (238)

где: Ве – расход топлива, кг/кВтч; Ве1=0,4095 и Ве2=0,2331 кг/кВтч;

Цт – стоимость топлива, руб/кг; Цт=25 руб/кг;

Вм – расход масла, кг/кВтч; Вм1=0,003 и Вм2=0,002 кг/кВтч;

Цм – стоимость масла, руб/кг; Цм=50 руб/кг;

n – количество капитальных ремонтов, n=2;

Ск.р. – стоимость одного капитального ремонта, Ск.р.=973 руб;

Сто – стоимость технического обслуживания двигателя за моторесурс,

Сто=3000 руб;

τ – межремонтный ресурс, τ=4000 ч;

t – среднегодовая наработка двигателя, t=1000 ч;

kв – коэффициент использования двигателя по времени, kв=0,65.

Затраты при эксплуатации базовой модели двигателя:

руб/кВт.

Затраты на разработанную модель двигателя:

руб/кВт.

Экономический эффект зависит от снижения себестоимости двигателя, расходов на его эксплуатацию и увеличение срока службы двигателя. Эффект рассчитывается по формуле:

, руб/шт (239)

где: (С+Енк) – затраты на производство одного изделия ( 1 – базового,

2 – нового), руб;

С – себестоимость двигателя, у.д.е.;

Ен – нормативный коэффициент нормативности капитальных вложений, Ен=0,15;

к – удельные капитальные вложения в расчете на единицу изделия, равные 90% от С, у.д.е.;

у.д.е.; (240)

у.д.е., (241)

а – коэффициент технической эквивалентности:

, (242)

р1 и р2 – доля годовых отчислений на реновацию соответственно для базового и проектируемого двигателя:

; (243)

, (244)

где: Тэ – срок эксплуатации изделия, Тэ1=10 лет, Тэ2=12 лет;

И1 и И2 – годовые эксплуатационные издержки соответственно для базового и нового двигателя:

руб; (245)

руб; (246)

руб.

9.6 Оценка результатов

На основании полученных результатов можно сделать следующие выводы:

1) Простая норма прибыли равна 1,6; что больше единицы, значит проект является прибыльным;

2) Срок окупаемости вложенных инвестиций составит 10,3 месяца;

3) «Точка безубыточности» будет при объеме производства в 14979 двигателей;

4) Чистый дисконтированный доход составил 1301105 руб;

5) Индекс рентабельности проекта составил 1,02; значит проект является рентабельным, т.е. приносит доход;

6) Экономический эффект потребителя составил 1760 руб/кВт;

7) Экономический эффект производителя составил 120 руб/шт.

Рисунок 9.1 Анализ безубыточности производства

10 Безопасность жизнедеятельности

Безопасность жизнедеятельности – это система законодательных актов, социальноэкономических, организационных, технических, гигиенических и лечебнопрофилактических мероприятий и средств по созданию условий, обеспечивающих безопасность, сохранение здоровья и работоспособности человека.

Задача охраны труда – свести к минимальной вероятности поражение или заболевание работающего с одновременным обеспечением комфорта при максимальной производительности труда.

Повышение технической оснащенности машиностроительных предприятий, применение новых материалов, конструкций и процессов, увеличение скоростей и мощностей машин оказывает влияние на характер и частоту несчастных случаев и заболеваний на производстве.

Большое значение в создании здоровых и безопасных условий труда имеет стандартизация. Она позволяет принять действенные меры по повышению технического уровня и упрощению разработки нормативнотехнической документации по охране труда.

Улучшение условий труда, повышение безопасности – все это влияет на результаты производства, на производительность труда, качество и себестоимость выпускаемой продукции.

10.1 Проектирование двигателя внутреннего сгорания с учетом требований охраны труда

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) находят широкое применение на судах, тепловозах, стационарных генераторных установках, автомобилях и других потребителях энергии. Обслуживание таких установок связано с опасностью воздействия на персонал повышенных уровней шума, вибрации, значительной концентрации токсичных веществ, компонентов выхлопных газов, вращающихся деталей ДВС. Значительное внимание необходимо обратить на обеспечение взрывопожаробезопасности в процессе эксплуатации ДВС.

Таким образом, уже на стадии проектировании и создания новой техники и технологии необходимо учитывать требования охраны труда по оздоровлению и обеспечению легких условий труда, т.е. создавать новую технику, не имеющую опасных и вредных производственных факторов.

При проектировании ДВС следует предусмотреть инженерные решения, ограничивающие или исключающие влияние на персонал опасных и вредных производственных факторов.

10.2 Токсичность и дымность выхлопных газов ДВС

Сегодня количество токсических веществ, выбрасываемых в атмосферу с отработавшими газами, является одним из показателей качества ДВС.

Выхлопные газы ДВС состоят из безвредных продуктов сгорания топлива, а также веществ, обладающих токсическим и канцерогенным действием. Состав выхлопных газов приведен в таблице 10.1

Таблица 10.1 – Основные компоненты выхлопных газов

Компоненты Доля компонента, % Влияние на человека

Азот 7678 Не токсичен

Кислород 218 Не токсичен

Пары воды 0,54 Не токсичен

Двуокись углерода 110 Не токсичен

Окись углерода 0,010,5 Токсичен

Окислы азота 0,00020,5 Токсичен

Углеводороды 0,0090,5 Токсичен

Альдегиды 0,0010,009 Токсичен

Сажа 0,011,1 Токсичен

Бензапирен До 10 Токсичен

Нормы выброса токсичных веществ должны соответствовать требованиям ГОСТ 37.001.05486 (смотри таблицу 10.2).

Таблица 10.2 – Нормы выброса токсичных веществ

Наименование параметра Обозначение Норма, г/(кВтч)

Удельный выброс окиси углерода gCO

9,5

Удельный выброс углеводородов gCH 3,4

Удельный выброс окислов азота gNOx 18,35

Удельная токсичность отработавших газов gemax 31,25

Действующими нормами у карбюраторных двигателей и двигателей с впрыском топлива регламентируется содержание окиси углерода, но в будущем, в соответствии с нормами “Евро4 ”, установленными в ряде европейских стран, также будут нормированы и окислы азота, содержание углеводородов в отработавших газах.

Согласно ГОСТ 17.2.2.0388 нормируемым параметром является содержание окиси углерода по объему в отработавших газах. Оно измеряется на режиме минимальных оборотов холостого хода и на повышенных оборотах, которые устанавливаются для каждого вида транспорта отдельно по ГОСТ 1484669.

Содержание окиси углерода не должно превышать предельно допустимые нормы, указанные в таблице 10.3.

Снижение токсичности отработавших газов ДВС осуществляют, воздействуя на процесс смесеобразования и сгорания. Увеличение продолжительности фазы перекрытия клапанов газораспределительного механизма позволяет улучшить очистку цилиндров от отработавших газов до 0,032, что создает более благоприятные условия для сгорания в следующем цикле.

Таблица 10.3 – Предельное содержание окиси углерода в отработавших газах.

Частота вращения, мин. Предельнодопустимое содержание

окиси углерода обьемная доля, %. Предельнодопустимое содержание углеводородов, объемная доля, %.

Число цилиндров

до 4 включительно более 4

nmin xx 1,5 1200 3000

nnoo 2,0 600 1000

Для снижения содержания в выхлопных газах углеводородов необходимо обеспечить качественное смесеобразование в цилиндрах двигателя, что достигается хорошим распыливанием топлива форсункой, а также исключением дополнительных подвпрысков и подтекания топлива. Это обеспечивается установкой стабилизатора давления впрыска и хорошим уплотнением в электромагнитном клапане. Установка электронного блока управления двигателем позволяет более точно регулировать состав рабочей смеси.

В проектируемом двигателе, по аналогии с прототипом, применена система управления двигателя с датчиком остаточного кислорода в отработавших газах, трехкомпонентным каталитическим нейтрализатором и системой улавливания паров бензина, которые позволяют выполнять нормы токсичности “Евро4”.

Датчик концентрации кислорода устанавливается на приемной трубе глушителей, он отслеживает содержание остаточного кислорода в потоке отработавших газов. В датчике находится чувствительный элемент из окиси циркония. В зависимости от концентрации кислорода в отработавших газах датчик подает сигнал в электронный блок управления, который корректирует состав рабочей смеси.

Нейтрализатор устанавливается в системе выпуска отработавших газов между приемной трубой и дополнительным глушителем. Трехкомпонентный каталитический нейтрализатор служит для преобразования токсичных компонентов отработавших газов в нетоксичные. В нейтрализаторе находятся керамические элементы с микро каналами, на поверхности которых нанесены катализаторы: два окислительных и один восстановительный. Окислительные катализаторы (платина и палладий) способствуют преобразованию углеводородов в водяной пар, а окиси углерода – в безвредную двуокись углерода. Восстановительный катализатор (родий) ускоряет химическую реакцию восстановления оксидов азота и превращение их в безвредный азот. Применение каталитического нейтрализатора дает значительное снижение выбросов углеводородов, окиси углерода и окислов азота с отработавшими газами при условии точного управления процессом сгорания в двигателе.

Снижение содержания в выбросах проектируемого двигателя окислов азота позволяет добиться разработанная система рециркуляции отработавших газов. В результате возврата части (1012%) отработавших газов обратно в цилиндры двигателя на режимах средних и полных нагрузок снижается содержание кислорода в свежем заряде с одновременным увеличением его теплоемкости. Оба эти фактора приводят к понижению температуры сгорания и, таким образом, к снижению образования NO.

10.3 Расчет вибрации

ДВС является виброопасным механизмом и требует проведения дополнительных мероприятий и средств по защите от действий вибрации. Источником вибрации является наличие неуравновешенных вращающихся масс.

Вибрационные характеристики двигателей определяются для вертикального ( LE ) и горизонтального ( LZ ) направлений в соответствующих плоскостях, проходящих через ось коленчатого вала.

Для сопоставления с санитарногигиеническими нормами используются значения октавных или общих уровней виброскорости на опорных лапах двигателя, которые численно равны:

LE+3 и LZ+3 дБ. (247)

Уровень вибрации в вертикальной плоскости определяется по формуле:

. (248)

Уровень вибрации в горизонтальной плоскости:

. (249)

Виброскорость на опорах двигателя:

LE+3 = 110+3 = 113 дБ;

LZ+3 = 112+3 = 115 дБ.

По ГОСТ 23.1.44676 предельно допустимый уровень вибрации равен 119 дБ, следовательно, проектируемый двигатель удовлетворяет требованиям.

Методами борьбы с вибрацией являются:

1) Уравновешивание действующих сил и моментов;

2) Балансировка вращающихся деталей;

3) Притирка деталей;

4) Совершенствование процесса сгорания.

10.4 Расчет уровня шума

ДВС являются источником интенсивного шума. Источником шума в ДВС являются системы впуска воздуха и выпуска отработавших газов, а также сам корпус двигателя, излучающий шумовые волны.

Система выпуска отработавших газов создает наибольший шум, интенсивность которого зависит от:

1) числа цилиндров;

2) конструкции системы впуска;

3) мощности двигателя.

Параметром оценки шума является звуковое давление p (МПа) в данной точке поля, которое представляет собой разницу среднеквадратичного значения и среднего давления в среде при отсутствии звукового поля, и может быть определено по формуле:

, дБ, (250)

где: р0 – пороговая величина звукового давления, р0 =2·105 МПа.

Согласно ОСТ 23.1.44676 шумовые характеристики устанавливают на шум двигателя при выпуске отработавших газов. Шумовой характеристикой процесса выпуска отработавших газов являются октавные уровни звукового давления Lal в полосах со среднегеометрическими частотами: 63, 125,250, 500, 1000, 2000, 4000, 8000 Гц и уровень звука Lα0,25∆, измеренный на расстоянии 0,25м от плоскости среза выпускной трубы.

Для расчета общего уровня механического шума применяют формулу:

дБА; (251)

, дБА.

Допустимый уровень шума на рабочем месте водителя по ГОСТ 12.100383 составляет 80 дБ, следовательно, проектируемый двигатель удовлетворяет установленным нормам.

Для снижения аэродинамического шума, производимого системой выпуска отработавших газов двигателя, на легковых автомобилях устанавливают основной и дополнительный глушители, позволяющие эффективно бороться с шумом.

10.5 Пожарная безопасность двигателя

Пожаро и взрывобезопасность ДВС определяется использованием в качестве топлива и смазки продуктов переработки нефти. Интенсивный процесс сгорания сопровождается значительным возрастанием давления, температуры выхлопных газов, наличием искр на выхлопе.

С точки зрения пожарной безопасности особое внимание следует уделять исправности и герметичности приборов системы питания, топливопроводов, т.к. попадание топлива на разогретые детали может вызвать возгорание.

Также необходимо следить за исправностью электрооборудования и электропроводки автомобиля, целостностью изоляции проводов, т.к. замыкание может привести к пожару.

В проектируемом двигателе учтены требования к герметичности системы питания и смазки, а также использованы электропровода, соответствующие установленным требованиям и нормам. Большинство узлов в проектируемом двигателе являются штатными узлами двигателяпрототипа, прошедшими соответствующие проверки и испытания, благодаря чему, спроектированный двигатель удовлетворяет требованиям пожарной безопасности.

10.6 Общие требования безопасности, предъявляемые к конструкции автомобиля

Все световые приборы, за исключением боковых световозвращателей, должны быть установлены на транспортном средстве таким образом, чтобы оси отсчёта были параллельны опорной плоскости транспортного средства и средней продольной плоскости с погрешностью не более + 3 . Схема включения указателей поворота должна обеспечивать их одновременное включение в аварийном режиме независимо от включения зажигания. Все переключатели должны обеспечивать чёткое включение и выключение электроприборов. Все провода должны изолированы. Провода переходящий от генератора к блоку управления и электродвигателю должны быть помещены в специальную трубку (чтобы предотвратить обрыв).

Автомобиль должен иметь рабочую, запасную, стояночную и вспомогательную тормозные системы. Тормозные системы должны воздействовать на поверхности трения, постоянно связанные с колёсами автомобиля при помощи деталей, которые не должны выходить из строя от усилий, возникающих в процессе торможения. Износ фрикционных поверхностей тормозных механизмов должен компенсироваться системой автоматического регулирования. Тормозные системы оборудуются системой сигнализации и контроля состояния системы. Для сохранения устойчивости автомобиля при торможении с повышенной эффективностью при различных коэффициентах сцепления колёс с дорогой устанавливают антиблокировочные системы тормозов.

Наружные поверхности автомобиля не должны иметь выступающих частей, которые способны задеть других участников дорожного движения.

Для защиты автомобиля от попадания под него автотранспортных средств при наезде сзади устанавливают заднее защитное устройство.

Лакокрасочные покрытия автомобиля должны быть однотипными на всех лицевых поверхностях без видимых дефектов.

10.7 Требования безопасности, связанные с обслуживанием автомобиля

1) Обслуживать и ремонтировать автомобиль следует на горизонтальной площадке. Автомобиль нужно затормозить стояночной тормозной системой, аккумуляторные батареи отсоединить выключателем, подачу топлива отключить (вытянув рукоятку останова двигателя на себя до отказа).

2) Перед снятием колеса необходимо положить противооткатные упоры под колёса другого моста, который не будет подниматься, для предотвращения скатывания автомобиля. Ослабив затяжку гаек крепления колеса нужно вывесить колесо домкратом или другим грузоподъёмным механизмом. Для поднятия домкратом переднего моста тягача головку винта домкрата необходимо установить в гнездо хомута крепления рессоры, для поднятия заднего или среднего мостов тягача под опорный кронштейн рессоры, аналогично для самосвального полуприцепа.

3) При опускании запасного колеса запрещается находиться в зоне действия откидного кронштейна держателя во избежание травматизма.

4) Чтобы подняться на буфер автомобиля, следует использовать подножку.

5) Необходимо содержать в чистоте и исправном состоянии двигатель и предпусковой подогреватель, не допускать подтекания топлива и масла: это может послужить причиной пожара.

6) Антифризы и тормозные жидкости ядовиты обращаться с ними следует осторожно.

7) Разборку, осмотр, очистку и смазку тормозной камеры привода стояночного тормоза необходимо производить в мастерской на специальных приспособлениях.

8) Сварочные работы на автомобиле следует выполнять с соблюдением мер пожарной безопасности. При проведении электросварочных работ на автомобиле следует отключить аккумуляторные батареи. Массовый провод сварочного аппарата необходимо присоединять вблизи от места сварки.

9) Необходимо регулярно проверять состояние изоляции проводов: от клеммы «+» аккумуляторной батареи к стартеру, от генератора к блоку управления и электродвигателю, повреждение изоляции может привести к пожару.

10.8 Требования безопасности перед началом работы

1) Перед началом работы необходимо убедиться в исправности автомобиля и его сцепных устройств.

2) Перед запуском двигателя следует выключить сцепление .

3) Нельзя прогревать двигатель в закрытых помещениях и в помещениях с плохой вентиляцией.

4) Перед растормаживанием стояночной тормозной системы с помощью механизма принудительного растормаживания, расположенного на левом лонжероне, необходимо подложить противооткатные упоры под колёса во избежание самопроизвольного движения автомобиля.

10.9 Требования безопасности во время эксплуатации автомобиля

Нормальная работа автомобиля и длительный срок его эксплуатации могут быть обеспечены только при соблюдении всех рекомендаций и требований безопасности при эксплуатации автомобиля.

1) Запрещается использовать тягу ручной подачи топлива при движении автомобиля для изменения скоростного режима двигателя.

2) Категорически запрещается выключать двигатель при движении накатом.

3) На спусках запрещается движение с выключенным сцеплением.

4) При преодолении крутых подъёмов, близких к предельным, нельзя выключать сцепление.

5) При перевозке пассажира следует зафиксировать замок правой двери кабины.

6) Запрещается эксплуатация автомобиля без пружинных колец замков крышки контейнера аккумуляторных батарей.

7) Категорически запрещается спать в кабине при работающем двигателе.

8) Для полного слива охлаждающей жидкости из системы охлаждения двигателя, автомобиль необходимо установить горизонтально или с наклоном вперёд. Сливать охлаждающую жидкость из системы охлаждения двигателя следует через резьбовые отверстия подводящего патрубка насоса котла подогревателя, насосного агрегата и сливные краны, при открытом кране отопителя кабины и при открытой пробке расширительного бачка. После слива жидкости необходимо завернуть пробки, закрыть сливные краны и кран отопителя.

9) Необходимо следить за правильностью регулировки топливного насоса подогревателя:

а) не допускать открытого пламени из газохода котла;

б) следить за состоянием затяжки стяжных хомутов на патрубках котла подогревателя и трубопроводах;

в) после мойки автомобиля или преодоления брода необходимо удалить

воду, попавшую в воздушный тракт подогревателя, включением насоса на 2…3

минуты;

г) при подготовке автомобиля к зимней эксплуатации необходимо вывернуть из дренажного отверстия топливного насоса транспортную пробку, открыть кран топливного бачка системы подогрева и оставить его в таком положении на весь период зимней эксплуатации; проверить крепление котла и насосного агрегата, очистить все приборы от грязи; очистить от нагара электрод и изолятор искровой свечи, разобрать и промыть в керосине или ацетоне форсунку и её топливный фильтр, а также топливный фильтр электромагнитного клапана;

д) периодически необходимо проверять состояние проводов и крепления пульта управления системой подогрева;

е) необходимо очищать (хотя бы раз в полгода) газоход котла и камеру сгорания, для чего необходимо продуть сжатым воздухом котёл, камеру сгорания

и газоход, отсоединив шланг подачи воздуха; прочищать дренажную трубку горелки котла подогревателя с целью исключения скопления топлива в котле;

ж) при переходе на летнюю эксплуатацию автомобиля необходимо установить транспортную пробку в дренажное отверстие топливного насоса подогревателя и закрыть кран топливного бачка системы подогрева.

10) Нельзя допускать работу подогревателя продолжительностью более 15 секунд без охлаждающей жидкости в котле.

11) После пуска холодного двигателя не рекомендуется допускать его работу с большой частотой работы коленчатого вала.

12) Во избежание поломок турбокомпрессора перед остановкой двигатель должен поработать в течение 2…3 минут на средних оборотах холостого хода.

13) Чтобы воздух не попал в систему питания, не следует вырабатывать весь объём топлива из топливного бака.

14) Во время движения колёсные краны системы регулирования давления воздуха в шинах передних колёс должны быть открыты. Колёсные краны задней тележки при движении с номинальным давлением в шинах должны быть закрыты. При длительной стоянке следует закрывать колёсные краны.

15) При выводе автомобиля из колеи не следует долго двигаться с повёрнутым в крайнее положение рулевым колесом, так как это может привести к перегреву масла в гидросистеме и выходу из строя насоса.

16) При несправном рулевом усилителе пользоваться рулевым управлением можно только кратковременно и только при буксировке неисправного автомобиля.

17) При эксплуатации автомобиля в тяжёлых дорожных условиях необходимо следить за состоянием тормозов. Перед началом движения давление воздуха в тормозной системе должно быть не ниже 450 кПа.

18) При движении с включенным вспомогательным тормозом запрещается:

превышать более 2100 об/мин частоту вращения коленчатого вала двигателя;

19) Во избежание выхода из строя генераторной установки, к положительному выводу аккумуляторной батарей необходимо подсоединять провод от стартера, а к отрицательному – провод от выключателя аккумуляторной батареи.

20) Во избежание намокания термошумоизоляции кабины категорически запрещается мыть её внутреннюю часть из ведра или с помощью шланга.

21) Не рекомендуется нагружать автомобиль сверх нормы, так как это влияет на безопасность движения и снижает ресурс автомобиля.

22) Водитель должен иметь допуск разрешение работы с электрооборудованием превышающий 380 В.

10.10 Меры безопасности при эксплуатации электрооборудовании

Защита от поражений током при повреждениях изоляции электрооборудования и проводов переменного тока может быть осуществлена надежно с помощью защитного зануления.

Для этого необходимо выбрать синхронный генератор (возбудитель) с трехфазной (многофазной) статорной обмоткой, нулевая точка которой должна быть выведена. В качестве нулевого провода может быть использован корпус машины, с которым должны быть надежно соединены нулевая точка обмотки генератора и корпусы всех машин и аппаратов , а также металлические защитные обмотки приводов переменного тока, нормального не находящиеся под напряжением.

При этом пробой или повреждение изоляции машин, аппаратов и приводов вызовет однополюсное короткое замыкание, при котором будет отключатся защитный автомат генератора, и напряжение со всех токоприемников снимается. Для этой цели автомат генератора необходимо снабдить максимальной защитой во всех фазах.

Уставки этой защиты должны быть выбраны минимально возможными с целью исключения ложных воздействий рабочих токов. При этом обеспечивается наибольшая чувствительность этой защиты.

Зашита людей при повреждении изоляции электрооборудования и проводов постоянного тока осложняется тем, что невозможно выполнить такое же надежное отключение с помощью зануления.

На самоходных машинах обычно устанавливается электрооборудование постоянного тока, работающее при различных напряжениях.

Высшим обычно является напряжение тяговых электрических машин, а низшими напряжения цепей управления, защиты сигнализации и освещения.

Выбор максимального напряжения тяговых электрических машин обусловливается в значительной мере требованиями безопасности. В связи с этим в ответственной и зарубежной практике на пневмоколесных машинах максимальные напряжения тяговых электрических машин обычно находится в пределах 800 в. Напряжения остальных цепей не превосходят 220 в. На электромеханических трансмиссиях применяются напряжения тяговых машин до 320 в. Однако при этом средняя точка выпрямителей заземляется, и поэтому максимальное напряжение не превосходит 750 в.

Для осуществления защитного отключения электрооборудования постоянного тока в системах каждого из опасных напряжений потребовалось бы создать искусственные нулевые точки с помощью сопротивлений и включить либо указывающий, либо отключающий аппарат в цепь между нулевой точкой и корпусом машины. Эта защита действует не только при пробое или полном повреждении изоляции какого либо элемента, но даже и при допустимом снижении сопротивления изоляции каждого из полюсов. При этом корпус машины постоянно находится под напряжением, величена которого может быть опасной для жизни человека, и оно определяется разностью сопротивлении полюсов. Не исключаются случаи, когда ток в цепи между нулевой точкой и корпусом может оказаться недостаточным для срабатывания отключающего устройства, находящегося в этой цепи. Тогда корпус машины может длительно находится под указанным напряжением и представлять собой источник опасности. Надежных систем зануления для электрооборудования постоянного тока, не имеющих этих недостатков, не разработано.

11 Гражданская оборона

При проектировании и разработке новых автомобилей в современных условиях уделяется большое внимание вопросу использовании их в системе гражданской обороны и министерства по чрезвычайным ситуациям стихийным бедствиям. Последние события, происходящие в мире, а именно продвижение НАТО на Восток, войны, возникшие недалеко от границ России, на Балканах и в Афганистане, заставляют задуматься о применении современной техники в военных целях. Поэтому современная техника должна быть готова к использованию в военных условиях с применением средств массового поражения. Помимо войн, остается опасность возникновения стихийных бедствий в различных местах, в том числе труднодоступных местах.

В условиях военных действий или катастроф возможен выход из строя электростанций, линий электорепедач, железнодорожных магистралей. В результате этого автомобиль может оказаться наиболее надежным и доступным средством доставки личного состава групп быстрого реагирования к местам назначения, а так же эвакуации лиц, находящихся в хоне происходящих событий.

Автомобиль снабжен двигателем с мощностью, достаточной для работы в различных экстремальных ситуациях, а в сочетании с конструктивными особенностями шасси, обеспечивающими высокую проходимость, может преодолевать крутые подъемы и спуски, а также возможно обеспечение движения по труднодоступным местам, включая и полное отсутствие дорог.

Цельнометаллические кабина и кузов, расположенные довольно высоко от поверхности земли, предохраняют водителя и пассажиров от воздействия радиационного облучения и проникновения радиационного облучения и проникновения радиационной пыли в кабину и салон автомобиля. При использовании автомобиля в системе гражданской обороны он должен быть доукомплектован специальными моющими устройствами, аптечкой для оказания первой медицинской помощи пострадавшим, а также герметичным бочком для хранения запаса питьевой воды.

Литература

1. Орлин А.С. Двухтактные двигатели внутреннего сгорания. – М. – Л.: Машиностроение, 1960 – 556 с.

2. Вибе И.И. Новое о рабочем цикле двигателя – Свердловск: ГНХИМЛ, 1962 – 271 с.

3. Вибе И.И. Теория ДВС – Челябинск: ЧПИ – 1974 – 253 с.

4. Вибе И.И. Тепловой расчет ДВС – Челябинск: ЧПИ – 1972 – 158 с.

5. Двухтактные карбюраторные ДВС/ под ред. Кондрашова В.М., Григорьева Ю.С. и др. – М.: Машиностроение, 1990 – 272 с.

6. Дьяченко Н.Х. Теория ДВС – М. – Л.: Машиностроение, 1954 – 460 с.

7. Ховах М.С. Автомобильные двигатели

8. Колчин А.К. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Уч. пособие для вузов 3е изд. перераб. и доп. – М: Высш. шк., 2002 – 496 с.

9. Мысляев В.М. Моторные установки. Системы автотракторных двигателей. Учебное пособие. – Челябинск: ЧГТУ, 1995 – 152 с.

10. Двигатели внутреннего сгорания: системы поршневых и комбинированных двигателей/ под общ. ред. Орлина А.С. – М.: Машиностроение, 1985 – 456 с.

11. Попык К.Г. Динамика автомобильных и тракторных двигателей. – М.: Высшая школа – 1970 – 327 с.

12. Тверг Р. Системы впрыска бензина. Устройство, обслуживание, ремонт. – М.: ЗАО КЖИ «За рулем». 2003 – 144 с.

13. Фарафонтов М.Ф. Автомобильные двигатели. Учедное пособие для студентовзаочников, Челябинск: ЧГТУ, 1990 – 44 с.