Проектирование и диагностика дизельного двигателя мощностью 95 кВт

Автомобили.docx

1.ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ
1. Курсовая работа выполняется согласно приведенных в таблице 1 исходных данных.
Таблица 1 Исходные данные к выполнению курсового проекта
Наименование параметра
Пассажировместимость
Максимальная скорость движения
Максимальный коэффициент суммарного сопротивления дороги
Коэффициент суммарного сопротивления дороги при максимальной скорости
2. Принимаемые к расчёту исходные данные.
Выбираются 3 аналога АТС. Марки этих автомобилей изображены на рисунках 1а-1в а их необходимые для расчёта технические характеристики приведены в таблице 2.
рис1б Таблица 2 Технические характеристики АТС-аналогов.
Чешский завод Шкоды в Калуге
Дизельный Р4 рабочим объёмом
Дизельный Р4 рабочим объёмом 1.6 л мощностью 77 кВт.
Бензиновый Р4 рабочий объемом 1.8 л мощностью 95кВт
На переднюю ось на заднюю
Максимальная скорость
2.3. Весовые параметры.
Согласно паспорту автомобиля G0 снаряженная масса АТС
Согласно паспорту автомобиля Ga полная масса АТС:
2.3. Колёсная формула.
Для легковых автомобилей наиболее приемлемыми являются колесные формулы 4х2 и 2х4 выбор которых объясняется прежде всего легкими дорожными условиями эксплуатации относительно простой конструкцией трансмиссии при данных колесных формулах а также повышенными требованиями к устойчивости. Принимается колёсная формула 4x2.
2.4. Компоновочная схема привода.
Принимается переднемоторную схема - двигатель сцепление коробка передач главная передача дифференциал расположены впереди поперечно или продольно относительно осевой линии автомобиля ведущий мост передний..
На рис. 2а и 2б приведены компоновочные схемы трансмиссии и привода соответственно.
Рис. 2а Компоновочная схема трансмиссии.
2.5. Механический КПД трансмиссии.
Коэффициент полезного действия трансмиссии характеризует потери мощности при передаче ей механизмами трансмиссии и равен произведению коэффициентов полезного действия её механизмов. Наибольшие потери мощности имеют место в коробках передач раздаточных коробках главных передачах редукторах. Потери мощности в отдельных механизмах и трансмиссии в целом могут быть найдены экспериментально на специальных испытательных стендах или путем испытания автомобиля. Исследованиями установлены некоторые общие закономерности изменения КПД трансмиссий в зависимости от типа агрегата и режима его работы. Это позволяет давать приближенную оценку КПД трансмиссии проектируемого автомобиля. Для проектных расчетов согласно принятой компоновочной схеме общее КПД трансмиссии составляет мех = 092 .
2.6. Размеры и форма.
С учётом требований дизайна принимается внешняя форма
Лобовое сопротивление в основном определяет затраты мощности двигателя на высоких скоростях движения а следовательно и расход топлива. Сила лобового сопротивления определяется из выражения (3)
Приближенно площадь лобового сопротивления АТС может быть подсчитана по формуле:
= 081.715 = 1.98 м2 (4)
где а - коэффициент заполнения площади для грузовых а = 078 08; - габаритная ширина АТС - габаритная высота АТС (принимаются в соответствии с внешней формой АТС рис. 3а).
2.7. Распределение нагрузки по осям.
Согласно данным АТС нагрузка на заднюю ось для полной массы принимается:
Соответственно нагрузка не переднюю ось принимается:
2.8. Определение координат центра тяжести.
где - расстояние в горизонтальной плоскости от передней оси до центра тяжести; - расстояние в горизонтальной плоскости от оси балансира до центра тяжести АТС; Б – база автомобиля Б= а+b.
Определение вертикальной координаты центра масс:
Hg = 0252.635 = 0.65 м (9)
Распределение нагрузки по осям необходимо знать для выбора шин и определения по их размерам радиуса колеса а также для определения максимально возможной по сцеплению тяговой силы величина которой используется при выборе передаточного числа низшей передачи в коробке.
2.8. Максимальная нагрузка на шину колеса.
где — нагрузка на шину колеса — нагрузка на ось автомобиля — число шин на одной оси.
2.9. Определение радиуса колеса.
Принимается для установки на АТС шины 18570R14
Обозначение шины включает в себя:
5 — условная ширина профиля шины в миллиметрах;
— серия шины - отношение высоты профиля к его ширине выраженное в процентах;
R — радиальная шина;
— посадочный диаметр обода колеса в дюймах;
3.1 Параметры мотора.
Выбор параметров двигателя является одним из наиболее ответственных этапов расчета. К основным параметрам двигателей выбираемым при выполнении проектировочного тягового расчета относятся:
) минимальная частота вращения
) номинальная частота вращения
) максимальная частота вращения
) коэффициент приспосабливаемости по моменту Kм=13;
) коэффициент приспосабливаемости частоте вращения К=17.
Коэффициент приспосабливаемости по моменту - Км ориентировочно может быть принят:
5 145 - для бензиновых двигателей.
Коэффициент приспособляемости двигателя по оборотам – K ориентировочно может быть принят:
0 25 - для бензиновых двигателей.
Мощность мотора при максимальной скорости движения.
Необходимая максимальная мощность двигателя определяется из условия обеспечения максимальной скорости движения автомобиля при заданном дорожном сопротивлении .
Поскольку при максимальной скорости движения ускорение АТС равно нулю то исходя из уравнения мощностного баланса необходимая мощность двигателя NeV (кВт) при движении автомобиля массой Ga (кг) со скоростью Vmax (мс) определяется по выражению:
где: — мощность мотора при максимальной скорости движения — ускорение свободного падения — коэффициент суммарного сопротивления дороги при максимальной скорости — максимальная скорость движения — коэффициент воздушной среды — лобовая площадь АТС.
3.3 Максимальная мощность мотора.
АТС достигает максимальной скорости при максимальной частоте вращения двигателя при которой мощность составляет . Номинальная мощность двигателя определяется выражением:
Эффективная мощность ДВС определяется зависимостью:
где — максимальная мощность мотора — полиномные (степенные) коэффициенты зависящие от типа двигателя — максимальное число оборотов мотора — число оборотов мотора при максимальной мощности.
Определение текущего значения выходной мощности согласно принятым величинам частот оборотов по формуле Лейдермана.
Результаты вычислений занесены в таблицу 3.
Для выполнения тягово-динамических расчетов и расчета топливно-экономической характеристики АТС необходимо использовать параметры скоростных характеристик двигателя представляющих зависимость эффективной мощности Ne и крутящего момента Мк на коленчатом валу при установившемся режиме работы от частоты вращения ne (Ne=f(ne) Mк=f(ne)).
Если известен двигатель предполагаемый для установки на АТС то для расчета необходимо использовать параметры скоростных характеристик указываемые в технической документации на двигатель или справочной литературе [45].
В курсовой работе при выполнении проектировочного тягового расчета АТС характеристики двигателя неизвестны поэтому расчет необходимо вести по параметрам приближенным скоростным характеристикам двигателя.
Таблица 3 Результаты вычисления ВСХ.
Расчёт выполнен с помощью табличного процессора Microsoft Excel 2007.
Основанием для построения приближенных скоростных характеристик является то что внешние скоростные характеристики двигателей внутреннего сгорания могут быть представлены зависимостью в виде эмпирической формулы (19) Р.С. Лейдермана.
Методики расчета и построения внешней скоростной характеристики различны для двигателей без ограничителя частоты вращения и с ограничителем частоты вращения и подробно изложены в специальной литературе [78] и методических указаниях [16] которыми необходимо руководствоваться при выполнении курсовой работы.
График ВСХ мотора приведен на рис. 4.
Рис. 4 ВСХ двигателя проектируемого АТС.
3.5 Передаточное число главной передачи.
Передаточное число передачи определяется из условия обеспечения на высшей расчетной передаче в коробке передач:
где — высшее передаточное число КПП. Принимается (т.к. применена 3-х вальная КПП). = 4000 мин-1 (таблица 3).
3.6 Передаточное число 1-й передачи в КПП.
Передаточное число первой передачи должно быть таким чтобы автомобиль мог преодолеть заданное максимальное сопротивление дороги и мог двигаться с максимальной устойчивой скоростью для обеспечения возможности маневрировать в стесненных дорожных условиях (движение в колонне движение по дорогам или участкам дорог со значительными неровностями и др.).
Используя уравнение силового АТС при установившемся движении определяем необходимое передаточное число первой передачи из условия преодоления АТС максимального дорожного сопротивления:
Максимальное передаточное число первой передачи при котором окружная сила реализуется по сцеплению т.е. отсутствует буксование определяется согласно компоновочной схеме АТС для автомобилей с приводом на переднюю ось:
где – статистический вес в кг приходящийся на ведущие колеса АТС – коэффициент сцепления ведущих колес с дорогой () т.е. проводить проверку по условию сцепления соответствующего сухому шоссе в хорошем состоянии;
- условие по сцеплению выполняется.
3.7. Передаточное число 2-5-й передачи в КПП:
где — число передач в КПП — номер рассчитываемой передачи в КПП.
Расчёт параметров и построение графиков силового баланса.
1. Уравнение силового баланса.
где – тяговая сила на ведущих колесах АТС Н; – сила суммарного сопротивления дороги Н; – сила сопротивления воздушной среды Н; – сила сопротивления разгону (приведенная сила инерции) Н.
Основой построения графика силового баланса является внешняя скоростная характеристика двигателя.
2. Расчёт значений величин тягового усилия.
Для упрощения вычислений тягового усилия на различных передачах в КПП преобразуется уравнение:
Согласно полученному выражению рассчитывается B для каждой передачи:
Результаты вычислений параметров силового баланса приведены в таблице 4.
3. Определение значений величины скорости движения АТС согласно выражения:
4. Определение значений величины силы сопротивления величины воздушной среды.
5. Определение значения величины силы сопротивления дороги.
6. Построение графика силового баланса.
График силового баланса основан на данных таблицы 4 и приведен в Приложении.
Определение параметров и построение графика динамической характеристики.
Основные параметры характеристики.
К основным параметрам динамической характеристики относятся следующие величины:
) — динамический фактор.
Расчёт параметров характеристики.
Согласно полученным значениям сил а также веса АТС определяется динамический фактор. Результаты приведены в таблице 4.
Таблица 4 Результаты вычисления параметров силового баланса.

Крышка.cdw

ПДБ 23.03.03.100. ПДВС. 0000.
Сталь 50ХН ГОСТ 4543-71

ПЗ.doc

3. Конструкторская часть
Двигатели внутреннего сгорания широко применяются во всех областях
народного хозяйства и являются практически единым источником энергии в
Тип двигателя - бензиновый;
Номинальная мощность [p
Номинальная частота вращения [p
Степень сжатия e=17;
Число цилиндров і=4;
Давление окружающей среды [p
Температура окружающей среды [pic][pic].
Степень повышения давления – 15.
(Турбокомпрессор ТКР- 6Н)
1. Общая характеристика проектирумоего двигателя.
1.1. Общее описание двигателя
Номинальная мощность двигателя: Ne = 95 кВт
Частота вращения при номинальной мощности: n = 4000 мин-1;
Число цилиндров: 4в ряд;
Согласно общепринятой классификации данный двигатель можно
охарактеризовать как:
По назначению - автомобильный;
По роду применяемого топлива - дизельный;
По способу осуществления зарядки цилиндров - четырехтактный;
По способу смесеобразования – непосредственный впрыск ;
По конструктивному расположением цилиндров – рядный;
По способу охлаждения - с жидкостным охлаждением;
По способом воспаления смеси – самовоспламенение
По наличию системы наддува - с турбонаддувом;
- двигатель четырехтактный;
- порядок работы цилиндров: 1-2-3-4;
- жидкостная система охлаждения;
- газораспределительный механизм с верхним расположением
распределительного вала и клапанов. Число впускных и выпускных
клапанов на цилиндр равняется 4.
- особенности система питания – Непосредственный впрыск
2. Определение параметров рабочего тела
1.1. По формуле Менделеева определяем низшую теплоту сгорания
топлива [pic] [pic]:
где [pic][pic] [pic] [pic] [pic] - массовые частицы углерода
водорода кислорода серы и влаги в 1 кг топлива принимаем что
1.2 Количество воздуха теоретически необходимое для сгорания 1 кг
редкого топлива [pic] [pic] и [pic] [pic]:
1.3 Задаемся коэффициентом излишка воздуха который лежит в
1.4 Количество горючей смеси [pic] [pic]:
1.5 Теплота сгорания горючей смеси [pic] [pic]:
1.6 Общее количество продуктов сгорания [pic] [pic]:
При полном сгорании ([pic] ):
Тогда общее количество продуктов сгорания:
1.7 Изменение количества молей при сгорании [pic] [pic]:
1.8 Относительное изменение объема смеси[pic] :
2 Расчет процессов газообмена
[pic]293[pic]1.164=317
Давление остаточных газов в двигателях без наддува pr МПа
принимаем в диапазоне:
Pк= Pо·к =01·15=015 МПа
pr = 098·015=0147 МПа
2.2 Для двигателей с наддувом напор компрессора НКад Джкг
определяется по уравнению:
2.3 Температуру остаточных газов [pic][pic]
Принимаем: [pic][pic].
Следует учитывать что с ростом степени сжатия температура
остаточных газов обычно снижается.
2.4 Давление в конце впуска [pic] [pic] исчисляется по
где [pic][pic]– потери давления на впуске. Численные значения [pic]
принимаем в следующих границах:
2.5 Величина подогрева свежего заряда [pic] [pic] зависит от длины
впускного такта и качества обработки его внутренней поверхности для
расчетов принимаем в следующих диапазонах:
Принимаем: [pic][pic]
2.6 Коэффициент остаточных газов [pic]определяют за выражением:
[pic] [pic]=1.1 – средние значения коэффициентов соответственно
очищение цилиндра и до зарядки его свежей смесью на номинальном режиме
2.7 Действительный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси
2.8 Действительное значение теплоты сгорания рабочей смеси [pic] [pic]:
2.9 Температура в конце впуска [pic] [pic] учитывая наличие в цилиндре
Численные значения [pic] входит в между : [pic][pic].
2.10 Плотность заряда на впуске [pic] [pic]:
где [pic] [pic]– газовая постоянная для воздуха.
2.11 Определяем коэффициент наполнения цилиндров [pic]:
Численное значение [pic] входит в между коэффициента: [pic].
3 Расчет процесса сжатия
3.1 Температура в конце процесса сжатия [pic] [pic]:
где [pic] – показатель политропы процесса сжатия
Ориентировочные значения входит в между [pic][pic]
3.2 Температура в конце процесса сжатия [pic]в[pic]
3.3 Давление в конце процесса сжатия [pic] [pic]:
3.4 Вычисляем среднюю мольную теплоемкость свежей смеси [pic] [pic] как
теплоемкость воздуха при постоянном объеме:
3.5 Объемные частицы компонентов в продуктах сгорания [pic]:
3.6 Средние мольные теплоемкости компонентов смеси [pic] [pic]
вычисляем за формулами:
3.7 Среднюю мольную теплоемкость остаточных газов при постоянном объеме
[pic] кДж(кмоль(К) вычисляем за формулой:
3.8 Определяем среднюю мольную теплоемкость рабочей смеси [pic] [pic]:
4 Расчет процесса сгорания
4.1 Температуру газов [pic] [pic] в конце процесса сгорания определяем
из следующих уравнений сгорания :
где [pic] – степень повышения давления [pic].
[pic] - частица использования наиболее низкой теплоты сгорания
топлива в диапазоне[pic] .
[pic] – средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при
постоянном объеме [p
[pic] – средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном
Определяем [pic][pic] таким способом:
- среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении
[pic] кДж(кмоль(К) определяют за формулой:
[pic]=[pic] [007125[pic] (39123+0003349 tz)+00725[pic]
(21951+0001457 tz)+ [pic](21955+0001457 tz)[pic]tz]= [pic][pic]
При этом поскольку величина tz неизвестна в формулах tz остается
переменной. Все выражение подставляется в уравнение сгорания которое после
всех возможных вычислений и преобразований принимает вид:
где А В С – числовые значения известных величин.
Тогда приходим к вида квадратного уравнения вида:
022 tz2 +259 tz-55852=0
Найдем корень полученного уравнения.
T[pic] =2042+273=2320 K
4.2 Давление в конце процесса сгорания [pic] [pic]:
5 Расчет процесса расширения
5.1 Принимаем значение показателя политропы процесса расширения
5.2 Давление и температура в конце процесса расширения:
5.3 Определим действительную температуру остаточных газов [pic] [pic]:
6 Определение индикаторных и эффективных показателей ДВС
6.1 Вычисляем теоретическое среднее индикаторное давление [pic] [pic]:
6.2 Численное значение коэффициента полноты диаграммы [pic].
6.3 Среднее индикаторное давление [pic] [pic] рассчитываем по формуле:
6.4 Индикаторный КПД [pic] вычисляем по формуле:
Полученное значение должно находиться в диапазоне [p (Таблица
6.5 Находим индикаторную удельную затрату топлива [pic] [pic]:
Полученное значение должно находиться в диапазоне
6.6 Задаемся средней скоростью поршня [pic] [pic].
Значения находятся в следующих границах [p
6.7 Вычисляют среднее условное давление механических потерь [pic] [pic]
с учетом числа цилиндров двигателя задавшись отношением хода поршня к
диаметру цилиндра [pic]:
Принимаем: [pic](Приложение Д)
где [pic][pic] – коэффициенты: [pic] [pic] (Таблица 2.7)
6.8 Среднее эффективное давление [pic] [pic]:
6.9 Механический ККД [pic] :
Значения находиться в следующих границах: [pic] (Таблица 2.8)
6.10 Эффективный ККД [pic]:
6.11 Определяем эффективная удельная затрата топлива [pic] [pic]:
Значения находятся в следующих границах: [pic] (Таблица 2.8)
7 Определение параметров цилиндра и двигателя
7.1 Определяем ориентировочный рабочий объем двигателя [pic] [pic]:
где - тактность двигателя.
7.2 Определяем объем цилиндра двигателя [pic] [pic]:
7.3 Находим диаметр цилиндра [pic] [pic]:
7.4 Ход поршня [pic] [pic]:
7.5 Вычисляем действительную среднюю скорость поршня [pic] [pic] и
сравниваем ее с предварительно принятой:
7.6 Фактический рабочий объем двигателя [pic] [pic]:
7.7 Фактический рабочий объем цилиндра [pic] [pic]:
7.8 Индикаторную мощность двигателя [pic] [pic] определяем по формуле:
7.9 Фактическую мощность двигателя [pic] [pic] определяем за формулой:
7.10 Литровую мощность двигателя [pic] [pic] определяют за формулой:
7.11 Удельную поршневую мощность двигателя [pic] [pic] вычисляем за
7.12 Определяем часовую затрату топлива на номинальном режиме:
7.13 Вычисляем крутящий момент двигателя на номинальном режиме [pic]
8 Построение индикаторной диаграммы
8.1 Индикаторная диаграмма строится с целью
наглядного представления тепловых процессов которые протекают в двигателе
и самого рабочего цикла. На горизонтальной оси следует отложить в масштабе
значения минимального Vc и максимального Va объемов цилиндра вычисленных
[pic]=045+0028=0478 [pic]
8.3 Давление в промежуточных точках политропных процессов сжатия и
расширение вычисляем по следующим формулам результаты заносим в таблицу 1.
[pic]- на линии сжатия
[pic]- на линии расширения.
Таблица 1 - Результаты расчета индикаторной диаграммы
Рисунок 1 – Индикаторная диаграмма
Построение внешних скоростных характеристик двигателя.
С достаточной степенью точности внешние скоростные характеристики
(ВСХ) можно построить по результатам теплового расчета для режима
максимальной мощности двигателя. Диапазон изменений скорости вращения лежит
в интервале от 800÷1200 мин-1 к [pic] .
1.1 Зависимость мощности двигателя N от частоты его обращения n
определяем за следующим выражением:
1.2 Удельную эффективную затрату топлива ge г(кВт·год) обчислюємо за
наступними рівнянням:
где gei – текущее значение удельной эффективной затраты
1.3 Кривую зависимости часовой затраты топлива GT кгч от частоты
обращения коленчатого вала строим согласно уравнению:
где GTi – текущее значение часовой затраты топлива кгч.
1.4 Значение крутящего момента MК [pic] определяют за выражением:
где MКi – текущее значение крутящего момента [pic]
1.5 Необходимо определить коэффициент приспособляемости скоростной
коэффициент и коэффициент запаса крутящего момента.
а) Коэффициент приспособляемости кМ определяют за формулой:
где MКmax – максимальное значение крутящего момента по результатам
б) Скоростной коэффициент кс определяют за формулой:
где nМ – значение частоты которая отвечает максимальному крутящему
Чем высшее значение кМ и ниже кс тем лучше двигатель
приспосабливается к изменению внешней нагрузки а автомобиль владеет
высокими динамическими характеристиками.
в) Коэффициент запаса крутящего момента М определяют за формулой:
Таблица 2 - Результаты расчета ВСХ
Рисунок 2 - ВСХ Двигателя
1 Расчет механизма газораспределения
1.1 Определение основных параметров механизма
Площадь проходного сечения в клапане FКЛ м2 определяют по формуле:
где: vП.СР. - средняя скорость поршня мс (см. тепловой расчет);
FП – площадь поршня м2;
іКЛ – число одноименных клапанов;
КЛ – скорость газа в проходном сечении клапана мс; для впускного
клапана КЛ =75 мс для выпускного клапана КЛ =90 мс.
Впускной клапан [pic]
Выпускной клапан [pic]
Площадь проходного сечения в горловине:
Впускной клапан : FГОР=11·00006=000065 м2
Выпускной клапан: FГОР=11·000036=000038 м2
Диаметр горловины dГОР мм определяют за формулой:
Впускной клапан : [pic]
Выпускной клапан: [pic]
Максимальную высоту подъема клапана hкл. max мм определяют по
— где: ( - угол фаски клапана ( =45(;
dГОР – диаметр горловины клапана мм.
Впускной клапан: [pic]
Углы действия кулачков φ определяются по формулам:
а) для кулачка впускного клапана град.:
б) для кулачка выпускного клапана град.:
где: (оп.вп (заг.вп (оп.вып (заг.вып – соответственно углы опережения
открытия и запаздывания закрытия впускного и выпускного клапанов.
- наибольший dв = 106· dГОР;
- наименьший d1 = 095 · dГОР;
Впускной: - наибольший dв =3051 мм
- наименьший d1 =2734 мм
Выпускной: - наибольший dв =234 мм
- наименьший d1 =2097 мм
Ширина фаски: b = 01· dГОР;
Высота цилиндрического пояса головки: К1 = 0035· dГОР;
Выпускной: К1 =077 мм
Общая высота головки: h2 = 01· dГОР ;
Выпускной: h2 =22 мм
Диаметр стержня клапана:
- впускного dс = 021· dГОР;
- выпускного dс = 025· dГОР;
- впускного - хромоникелевая сталь типа 40Х
- выпускного - жароустойчивая сталь типа 40СХ10МА.
1.2 Расчет параметров профиля кулачка
Величину максимального подъема толкателя hТ MAX принимаем:
- при верхнем расположении и наличии рычага или коромысла:
где: lТ lКЛ – длина плеч коромысла которые прилегают согласно толкателю
клапана мм. Отношение lТ lКЛ выбирается по конструктивным
соображениям. Принимаем lТ lКЛ =065.
Впускной: hТ МАХ=822·065=53 мм
Выпускной: hТ МАХ=63·065=41 мм
Радиусы начальной окружности кулачка r0 мм:
Впускной: r0 =3·53=1603 мм
Выпускной: r0 =3·41=1229 мм
Значение r2 принимаем:
- для выпуклого профиля кулачка - по технологическим соображениям из
r2 ( 15 мм. Принимаем r2=15мм.
Для выпуклого профиля кулачка значения r1 мм определяют по формуле:
— где: а – расстояние между центром вала и центром дуги с радиусом r2 мм:
— где: (0 – половина центрального угла при симметричном кулачке на
протяжении которого клапан остается открытым:
Впускной: а =1603 + 53-15 =1988 мм
Выпускной: а =12.29+ 41-15 =1489мм
Для обеспечения зазора в клапанном механизме тыльную часть кулачка
выполняют радиусом rк что меньше радиуса r0 на величину (S :
— где: (S - температурный зазор мм. Принимаем S для впускного клапана 03
для выпускного - (S =04.
1.3 Определение размеров и запаса прочности клапанной пружины
Основные размеры пружины которые необходимо определить: Dпр – средний
диаметр пружины d – диаметр проволоки пружины С – твердость пружины iр –
число рабочих витков Lпр – длина пружины в свободном состоянии.
Определение максимальной РПР МАХ и минимальной РПР М силы H
которые действуют на пружину на участке с отрицательным ускорением.
— где: mкл.мех – приведенная к клапану масса клапанного механизма кг;
( - угловая скорость кулачка с-1;
a r0 r2 – параметры кулачка (см. выше) м;
k – коэффициент запаса для искровых принимается k = 15.
Угловая скорость кулачка:
— где: n – скорость вращения распределительного валас-1. n=3000 с-1.
Приведенная масса клапанного механизма mкл.мех кг определяется по
— где: mкл.мех - конструктивная масса клапанного механизма кгм2;
FГОР.ВП– площадь проходного сечения впускной горловины м2.
[pic] принимается mкл.мех =200 кгм2.
Для проверки надежности закрытия клапана определяют силу Р’ПР.MIN
которая действует на закрытый выпускной клапан при наибольшем разрежении в
цилиндре за формулой:
где: pГ ра – давление газа в соответствующих точках индикаторной
диаграммы Па (см. тепловой расчет);
dГОР.ВЫП – диаметр горловины выпускного клапана м
Для расчета принимается больше из значений: РПР.MIN или Р’ПР.MIN.
Средний диаметр пружины DПР мм принимается из условия:
Диаметр проволоки пружины d мм принимается d = 5 мм.
Прежде чем определять другие размеры пружины необходимо проверить
а) Максимальное и минимальное напряжения в пружине ( МПа:
— где: k' – коэффициент который учитывает неравномерное распределение
напряжений по поперечному сечению витка пружины и зависит от отношения DПР
Принимается значение k'=12таблица 1 [1].
б) среднее усилие (ср и амплитуда напряжений (А МПа:
в) запас прочности пружины n(:
— где: (-1 – граница усталости при кручении(-1 = 350 МПа
При симметричном цикле напряжений: k((( = 10; (( = 01.
Твердость пружины С Нм вычисляется из выражения:
Число рабочих витков пружины іР:
— где: G – модуль упругости второго рода МПа для пружинных сталей
Принимаем целое число витков ip=7.
Полное число витков пружины iП принимается как:
Деформация пружины при закрытом клапане hПР.В м составляет:
Максимальная деформация пружины при полностью открытом клапане
Длина пружины в свободном состоянии LПР м:
где: (MIN – минимальный зазор между витками пружины при полностью открытом
клапане м (MIN = 07·10-3 м.
Материал пружины - сталь типа 65М.
Кинематика центрального кривошипно-шатунного механизма
1. Перемещение поршня
За исходное положение механизма принимают положение поршня в ВМТ. При
повороте кривошипа на угол ( перемещение x поршня от его начального
положения в ВМТ равно отрезку AA` (Рисунок 5) т. е.
x = R((1 - cos() + L((1 - cos()
— где ( - угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра.
Обычно для двигателей с КШМ вводят безразмерный параметр ( = RL
называемый относительной длиной шатуна. С учетом этого:
x = R((1 - cos( + (1()((1 - cos()).
В расчёте ( принимается 03.
Углы ( и ( связаны следующим соотношением:
После несложных преобразований и разложения выражения для x в
биномиальный ряд для членов первого и второго порядков можно получить
x = R(((1 - cos() + ((4)((1 – cos2()).
Перемещение поршня может быть представлено как сумма двух
гармонических перемещений первого и второго порядков:
- перемещение первого порядка соответствующее перемещению поршня при
бесконечно длинном шатуне;
x2 = (R(4)((1 – cos2()
- перемещение второго порядка представляющее собой поправку на
конечную длину шатуна.
Поправка на конечную длину шатуна зависит от отношения ( = RL и с
увеличением этого отношения возрастает.
В четырехтактном двигателе ( = 0 принимают в начале процесса впуска.
Определяется дифференцированием уравнения для перемещения:
v = R((sin( + ((2)(sin2()((
— где d(dt = ( - угловая скорость кривошипа.
Рисунок 4.-Схема для определения перемещения поршня в зависимости от
угла поворота коленчатого вала
Анализ зависимостей связывающих среднюю и максимальную скорости
поршня позволяет с достаточной точностью принимать
vmax = 1.62vср = 1.62Sn30.
Этот параметр определяется как производная от скорости по времени:
Рис.5. Перемещение скорость и ускорение поршня в зависимости от угла
поворота коленчатого вала.
Таблица 4. - Перемещение скорость и ускорение поршня в зависимости
от угла поворота коленчатого вала.
f b x1 x2 x v1 v2 V j1 j2 j 0 0000 0000 0000 000000
Динамика кривошипно-шатунного механизма
1.Силы действующие в кривошипно-шатунном механизме.
Задачей динамического расчета двигателя является определение сил и
моментов действующих в двигателе которые необходимы для расчета деталей
на прочность износостойкость и расчета подшипников.
Общая масса движущихся элементов кривошипно-шатунного механизма
распределяется между массой движущейся возвратно-поступательно в
направлении оси цилиндра mj и массой mR приведенной к оси шатунной шейки
коленчатого вала между которыми предполагается абсолютно жесткая связь.
Приведенная масса поcтупательно-движущихся масс mj складывается из
массы поршневого комплекта и массы части шатуна отнесенной к
поступательно движущимся частям. Массу шатуна условно делят на две части.
Одну из них mшп считают сосредоточенной на оси поршневого пальца и относят
к поступательно движущимся частям другую mшк – на оси шатунной шейки
коленчатого вала и относят к вращающимся частям. Для автомобильных и
тракторных двигателей обычно принимают mшп = (0.18 0.32)mш где mш –
2 Определение массы поршневого комплекта.
поршневого комплекта проектируемого ДВС определяется на
основании диаметра поршня приведенного к диаметру и массе поршневого
комплекта прототипа.
— где [pic] - масса поршневого комплекта проектируемого ДВС [pic] -
масса поршневого комплекта ДВС прототипа [pic] - диаметр поршня
проектируемого ДВС [pic] - диаметр поршня ДВС прототипа.
В качестве прототипа с известными весовыми параметрами и схожим
диаметром поршня для определения массы поршневого комплекта выбран ДВС
ЗМЗ автомобиля ГАЗ 2410 «Волга»: [pic] [pic]
3. Определение функций газовых сил сил инерции и суммарной силы.
На поршень действуют газовые силы значение которых можно определить
по результатам теплового расчета и силы инерции. Сила инерции вычисляется
в соответствии с выражением
В соответствии с рассмотренными ранее кинематическими зависимостями
силы инерции поступательно движущихся масс для аксиального кривошипно-
шатунного механизма определяются по формуле
pj = -mjR(2(cos( + (cos2().
Cилу инерции можно представить как сумму двух составляющих сил: силы
pj1 инерции первого порядка и силы pj2 инерции второго порядка в
соответствии с зависимостями:
pj1 = -mjR(2cos(; pj2 =
Обозначая Kj = mjR(2 получим
pj1 = -Kjcos(; pj2 =
Для двигателей одностороннего действия каковыми являются практически
все автотракторные двигатели суммарная газовая сила определяется как
— где pц – давление в цилиндре в соответствии с тепловым расчетом для
текущего значения угла поворота кривошипа;
po – давление под поршнем (давление в картере двигателя).
Тогда суммарная сила составит
График изменения газовой силы силы инерции и суммарной силы
действующей на поршень по углу поворота кривошипа четырехтактного ДВС
прототипа представлен на рисунке 7.
Рисунок 6. — Сила давления газов сила инерции и суммарная силы
действующие на поршень
4. Определение функций боковой и сжимающей сил.
Суммарная сила действующую вдоль оси цилиндра имеет две
составляющие – нормальную к оси цилиндра N и силу действующую вдоль
шатуна S как это показано на рисунке 8.
Тогда силы N и S определятся как
Рисунок 7.— Силы действующие в кривошипно-шатунном механизме
5. Определение функций радиальной и тангенциальной сил.
Силу S приложенную в центре шатунной шейки коленчатого вала можно
разложить на две составляющие – радиальную K и тангенциальную T
определяемые из выражений:
K = p ( cos (( + () cos (;
T = p ( sin (( + () cos (.
В расчетах силы давления газов действующей на поршень разрежением
при впуске и избыточным давлением при выпуске в четырехтактном двигателе
без наддува можно пренебречь вследствие их малости. Типовой график
изменения перечисленных сил по углу поворота кривошипа четырехтактного ДВС
представлен на рис.19.3.
6. Определение функции крутящего момента.
Сила T – единственная полезная сила в ДВС создающая крутящий момент
определяемый из выражения:
— где Fп – площадь поршня R – радиус кривошипа.
Этот крутящий момент передает энергию на трансмиссию и совершает
полезную работу. Остальные силы нагружают детали двигателя и полезной
работы не производят.
Крутящий момент равен по величине и противоположен по направлению
опрокидывающему моменту
Опрокидывающий момент неуравновешен и вызывает вибрацию двигателя на
опорах. Этот момент учитывают при проектировании подвески двигателя и
Рисунок 8.— Изменение сил в КШМ в зависимости от угла поворота
Рисунок 9.— Изменение крутящего момента ДВС за один оборот.
Таблица 5. — Результаты динамического расчёта ДВС.
f b Pг Н Pг Pj Pe N S K T f M1 0 0000 0153 266 -8738 -
Расчет деталей ДВС на прочность
Строго рассчитать детали двигателя на прочность не представляется
возможным из-за того что во время его работы многие из них подвергаются
переменной нагрузке изменяющейся как по величине так и по знаку.
Значительная часть деталей двигателя работает при переменной температуре
при этом существенно изменяются показатели характеризующие прочность
материала. Сложная форма многих деталей не позволяет полностью учесть
При расчете деталей двигателя на прочность широко используют
статистический материал по работоспособности деталей двигателей различных
типов. Сопоставление расчетных данных с результатами статистической
обработки рациональная конструктивная разработка а затем доводка в
процессе разносторонних испытаний опытных образцов двигателей позволяют
конструкторам создавать современные достаточно совершенные двигатели
внутреннего сгорания.
Расчету деталей двигателя на прочность предшествуют тепловой и
динамический расчеты из которых выявляются основные параметры КШМ
Поэтому прежде чем приступить к расчету деталей на прочность
необходимо произвести первоначальную конструктивную проработку двигателя.
После этого следует найти напряжения в деталях и сравнить их с
допускаемыми полученными на основе изучения статистического материала
или в результате расчета выяснить запас прочности и сравнить его с запасом
прочности аналогичной работоспособной детали двигателя.
Величина и характер изменения основных нагрузок воздействующих на
детали двигателя зависят от эксплуатационного режима его работы. Обычно
рассчитывают детали для режимов на которых они работают в наиболее
1.Расчет гильзы цилиндра
Наиболее опасной нагрузкой является максимальное давление сгорания
pzд вызывающее растягивающее напряжение по образующей цилиндра
1.1. Напряжения растяжения по образующей гильзы.
Напряжения растяжения по образующей рассчитывают по формуле
— где ( - толщина стенки гильзы D – диаметр цилиндра.
Гильза выполняется из серого чугуна.
Определяем тепловые напряжения
Приведенное выражение не учитывает неравномерность распределения
напряжений по толщине гильзы т.к. толщина гильз автомобильных двигателей
1.2. Расчет силовых шпилек крышки цилиндра.
Силовые шпильки для автотракторных двигателей выполняют из
углеродистых сталей. Для особо нагруженных шпилек применяют стали 18ХНМА
Из-за трудностей учета действительных условий работы шпилек расчет их
на прочность проводят по упрощенной схеме.
Сила предварительного затягивания
где m - коэффициент затягивания шпильки для соединений с прокладкой m = 6;
- коэффициент основного нагрузки резьбового соединения:
Р'zд- сила давки газов при сгорании которое приходится на одну шпильку Н:
где р'zд - действительная максимальная давка сгорания Па;
Fгол - проекция поверхности камеры сгорания на плоскость перпендикулярную
Fгол = (11- 13)((D24
Fгол = 12(314·00824 = 0006 м2.
ішп = 4 - число шпилек которые приходятся на один цилиндр.
Максимальную силу Рр мах Н что растягивает булавке вычисляют по формуле:
Соответственно максимальное [pic] Па и минимальное
[pic]Па напряжения в шпильке:
где fmin - сечение шпильки по внутреннему диаметру резьбы м:
где dб = 0.01 м - внутренний диаметр резьбы шпильки
Амплитуду и среднее значение напряжений определяю по формулам:
Запас прочности шпильки за границей усталости рассчитывают по формуле:
где [pic]= 012 - коэффициент приведения данного асимметрического цикла к
-1 = 320 Мпа- граница утомлености материала шпильки(сталь 30х);
k = 5- эффективный коэффициент концентрации напряжения в резьбе.
2.Расчет деталей поршневой группы.
Для определения нагрузок в опасных сечениях поршня необходимо
рассчитать толщину днища кольцевую перемычку ослабленную отверстиями для
отвода масла и максимальные удельные давления на трущихся поверхностях.
Основные характерные размеры поршня и деталей поршневой группы
представлены на рисунке12.
Расчёт днища поршня на изгиб.
Днище поршня рассчитывают на изгиб от действия силы давления газов
как равномерно нагруженную круглую плиту свободно опирающуюся на цилиндр
— где ri=di2 - внутренний радиус днища поршня ( - минимальная
толщина днища поршня.
В качестве максимального давления сгорания как и при расчете гильзы
цилиндра следует принимать действительное давление сгорания из теплового
Особое внимание обращают на расчет сечения X-Х ослабленного
отверстиями для отвода масел. Рекомендуется производить расчет этого
сечения как на сжатие от силы давления газов так и на растяжение от силы
инерции возвратно-поступательно движущихся масс головки поршня
расположенных выше указанного сечения учитывая быстроходность
автомобильных двигателей и возможность увеличения частоты их вращения на
холостом ходу до 1.3nном.
Напряжения сжатия в кольцевом сечении ослабленном отверстиями для
отвода масел от силы давления газов:
— где Fп - площадь днища поршня F х-х - площадь сечения Х-Х
Условие прочности выполняется. Поршень выполнен из алюминиевого
Напряжения растяжения для режима максимальной частоты вращения при
холостом ходе двигателя
— где mх-х масса головки поршня с кольцами выше сечения Х~Х
(хх.max - максимальная угловая скорость холостого хода двигателя.
При определении площади сечения X- Х как и при расчете в целом
используют приближенные соотношения геометрических параметров поршня
особенно если их определение по прототипу двигателя затруднено. Площадь
сечения Х-Х вычисляют с учетом диаметра и количества отверстий для отвода
С целью предотвращения повышенного износа цилиндропоршневой группы в
результате сухого трения необходимо проверять максимальные удельные
давления на трущихся поверхностях. Проводится проверка "юбки" поршня для
которой удельные давления
— где hю - высота "юбки" поршня (рис.12).
Максимальное давление рассчитанное по формуле (10.10) не должно
2.2.Расчет поршневого пальца
Поршневой палец подвержен переменной нагрузке которая вызывает
напряжения изгиба сдвига смятия и овализации. Сложность условий работы
поршневого пальца требует тщательного выбора материала и вида
термообработки. В расчет поршневого пальца включают определение удельных
давлений пальца на втулку верхней головки шатуна и на бобышки поршня а
также напряжений от изгиба среза и овализации.
Удельное давление пальца на втулку верхней головки шатуна
рассчитывают по формуле:
— где dп - наружный диаметр пальца lш - длина опорной поверхности
пальца в головке шатуна.
Максимальная сила действующая на палец учитывает давление газов и
силы инерции от возвратно-поступательно движущихся масс:
— где К = 06 08- коэффициент учитывающий массу поршневого пальца
и верхней головки шатуна Рj - максимальное значение силы инерции от
возвратно-поступательно движущихся масс. Значение силы инерции принимается
из динамического расчета.
Значение максимальной силы которое используется для расчета
удельного давления пальца на втулку верхней головки шатуна позволяет
вычислить и удельное давление на бобышки поршня по формуле:
— где b - расстояние между торцами бобышек.
Для автомобильных двигателей значение удельных давлений q1 и q2
должно быть не более 50 65 МПа.
Напряжения изгиба пальца относятся к наиболее важному показателю
нагрузки на поршневой палец и рассчитываются из выражения:
— где (= dв dп - отношение внутреннего диаметра пальца к наружному.
Максимальные касательные напряжения возникают в сечениях между
бобышками и верхней головкой шатуна (рисунок 12). Они вычисляются по
Вследствие неравномерного распределения сил приложенных к пальцу
происходит его овализация. Вычисляется максимальная овализация пальца в
его средней наиболее напряженной части:
3 Расчеты поршневых колец
При расчетов необходимо определить среднюю давку кольца на стенку
цилиндра а также установить напряжение изгиба при надевании кольца на
поршень в рабочем состоянии.
Давление кольца на стенки цилиндра исчисляется по формуле:
где - коэффициент распределения нагрузки = 0 для кольца равномерного
Е - модуль упругости материала кольца Мпа для серого чугуна Е = 105
Мпа для легированного чугуна Е = 12105 Мпа для постоянные Е =
S0 - различие величин зазора в замке кольца в свободном и рабочем
состоянии мм для бензиновых двигателей S0 = (25 ÷ 40)t для дизелей S0
t - радиальная толщина кольца мм;
[ССР] - значение средней допустимой давки Мпа для компрессионных колец
[ССР] = 037 Мпа для маслоз'ємних. [ССР] = 04 Мпа.
Напряжения изгиба в кильке в рабочем состоянии определяют по формуле:
где [извизмизнизриз1] - допустимые максимальные напряжения изгиба
Мпа [извизмизнизриз1] = 480 Мпа.
Напряжения изгиба при облачении кольца на поршень вычисляют по формуле:
где m - коэффициент который зависит от образа надевания кольца при
Монтажный зазор ΔК мм в прямом замке поршневого кольца в холодном
состоянии вычисляют по формуле:
где Δ'К - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы
двигателя мм Δ'К = 0.00008 м;
αК αЦ - коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы
цилиндра для чугуна αК = αЦ =1110-5 1К для постоянные αК = αЦ =1010-
ТК ТЦ - соответственно температура кольца и стен цилиндра в рабочем
состоянии при жидкостном охлаждении ТК = 500 К ТЦ = 385 К;
Т = 293 К - температура окружающего среды.
ΔК = 008+31480[0000011(500-298)-0000011(385-298)] = 0.0001 м =
4 Расчеты деталей шатунной группы
Верхнюю головку шатуна следует рассчитывать на разрыв в сечении A-A
(рисунок 17) от действия сил инерции масс поршневого комплекта и верхней
головки шатуна которые двигаются поступательно. Напряжение растягивания
раз Па вычисляют за формулой:
где Рп.мах - сила инерции поршневого комплекта который действует на
верхнюю головку шатуна Н;
dг - внешний диаметр головки шатуна м;
d - внутренний диаметр головки шатуна м;
[раз] - допустимые напряжения растягивания Па [раз] = 35106 Па.
Силу инерции Рп. мах Н рассчитывают за формулой:
где мп R [pic] λ - см. в предыдущих разделах расчетов.
Стержень шатуна рассчитывается на прочность утомлення от действия
знакопеременных суммарных сил которые возникают при работе двигателя. При
этом расчеты проводится на растягивание от силы инерции и на сжатие от
максимального значения суммарных сил в минимальном сечении В (рисунок 17).
Расчеты проводится на растягивание от силы Рр= - Pj max и на сжатие от
Значение давок Pj max и Р max берутся из графиков к динамическому
Hапруження сжатия с учетом продольного изгиба для стержня шатуна сж
Па вычисляют за формулой:
где м' - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в сечении
шатуна при сжатия м' = 13;
f - площадь поперечного перерезь стержня шатуна м2 (в сечении В):
f = hш bш - (bш - аш) (hш - 2tш) (8.44)
где hш bш аш tш - параметры сечения шатуна (см. рисунок 17).
Напряжение растягивания р Па вычисляют за формулой:
где м'' - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в сечении
шатуна при растягивании м'' = 12.
Средние напряжения за цикл (с учетом знаков) ср Па определяют за
Амплитуду цикла (с учетом знаков) а Па вычисляют за формулой:
Запас прочности стержня шатуна nст определяют с учетом напряжений
утомленості материала:
где -1 - граница утомленості материала шатуна при симметричном цикле на
'' = 123 - технологический коэффициент;
α = 015 - коэффициент приведения.
Запас прочности должен быть не меньшим 25.
Наиболее опасными напряжениями для крышки нижней головки шатуна есть
напряжения изгиба. Они определяются в среднем ее сечении от действия силы
инерции масс которые двигаются поступательно которые лежат выше плоскости
разнимания крышки (рисунок 4). Силу Рj.p Н вычисляют за формулой:
где мш.п - масса шатунной группы которая осуществляет обратно-
поступательное движение кг;
мш.к - масса шатунной группы которая осуществляет вращательное движение
мкр - масса крышки кривошипной головки кг.
Значение мш.п и мш.к принимаю по данным динамического расчетов массу
крышки кривошипной головки берут в пределах мкр = (02÷028)мшПМШ (то есть
÷28% от массы шатунной группы).
Напряжение изгиба крышки определяются с учетом общей деформации
вкладышей. Напряжение изгиба крышки из Па рассчитывают за формулой:
где Сб = 008715 - расстояние между шатунными болтами м;
Wиз - момент сопротивления расчетного сечения крышки без учета ребер
в - момент инерции сечения вкладыша м4;
к - момент инерции сечения крышки м4;
Fк и Fв - соответственно площади поперечного перереза крышки и вкладыша
[извизмизнизриз] - допустимые напряжения изгиба Па
[извизмизнизриз] = 300106 Па.
Момент инерции сечения вкладыша в м4 определяют за формулой:
где tв = 0002 - толщина вкладыша м;
lв = 0034 - ширина вкладыша г.
Момент инерции сечения крышки к м4 вычисляют за формулой:
hк = 000575 - толщина крышки г.
Момент сопротивления расчетного сечения крышки Wиз м3 рассчитывают за
При расчетов шатунных болтов необходимо учитывать что они должны иметь
высокую механическую прочность и надежность поскольку подвергаются
растягиванию от действия сил инерции масс которые двигаются поступательно
которые расположены над плоскостью разнимания кривошипной головки шатуна а
также от предыдущего затягивания.
Суммарную силу которая растягивает болт Рб Па вычисляют за формулой:
где Рпз - сила предыдущего затягивания болтов Н;
- коэффициент основного нагрузки нарезного соединения = 02÷025;
іб = 2 - количество болтов.
Силу предыдущего затягивания Рпз Н рассчитывают за формулой:
.Минимальные и максимальные напряжения которые возникают в шатунном
болте необходимо определять для сечения по внутреннему диаметру резьбы
(см. приложение Д) за формулами:
а) максимальные напряжения max Па:
б) минимальные напряжения min Па:
где fmin - минимальное сечение болта м2 :
Тогда средние напряжения за цикл ср равняются півсумі максимального
мах и минимального min напряжений а амплитуда напряжений а равняется
піврізниці этих напряжений:
Запас прочности болта вычисляют за формулой:
где -1рр. =300 Мпа- граница прочности материала(сталь40) на
k = 4 - коэффициент концентрации напряжений в резьбе;
α = 007- коэффициент приведения.
Запас прочности должен быть не меньшим 2.
КП.АД.04.14. .00.00.000.ПЗ

продольный.cdw

Поршень.cdw

1. Неуказанные радиусы скругления 16мм.
Отлитую деталь подвергнуть частичному старению НВ 90 120.
Раковины пористость трещины и инородные включения не допускаются.
Забоины подрезы риски и задиры не допускоются.
Острые кромки не допускаются.
На днище поршня маркировать стрелку указывающую на переднюю
ПДВ 23.03.03.100. ПДВС. 00.00.000

Vesta.cdw

Палец.cdw

1. HB 285 401 углубление от замера твёрдости на допускается.
Термообработка поверхности В-СВЧ на глубину 1 15 мм 58 65HRC.
Микроструктура упрочнённого слоя должна представлять собой
мартенсит тонкого строения.
ПДВ 23.03.03.100. ПДВС. 00.00.000

Poperechny razrez.cdw

Поперечный разрез двигателя

ОХР.тр.doc

Человек подвергается воздействию опасностей в своей трудовойдеятельности
которая осуществляется в пространстве называемом производственной средой.
В производственной среде объективно складываютсявредные и опасные факторы
негативно воздействующие на человека в процессе его жизнедеятельности
Вредный производственный фактор— производственный фактор воздействие
которого на работника может привести к его заболеванию (неблагоприятный
микроклимат повышенный уровеньшумавибрации плохое освещение
неблагоприятный аэроионный состав воздуха).
Опасный производственный фактор— производственный фактор воздействие
которого на работника может привести к его травме (высота огонь
электрический ток движущиеся предметы взрыв).
Вредные и опасные факторы подразделяются на физические химические
биологические и психофизиологические.
Физические факторы— движущиеся машины и механизмы повышенные уровни шума
и вибрации электромагнитных и ионизирующих излучений недостаточная
освещенность повышенный уровень статического электричества повышенное
значение напряжения в электрической цепи и др.
Химические факторы- вещества и соединения различные по агрегатному
состоянию и обладающие токсическим раздражающим канцерогенным и
мутагенным действиями на организм человека и влияющие на его репродуктивную
Биологические факторы- патогенные микроорганизмы (бактерии вирусы
риккетсии спирохеты) и продукты их жизнедеятельности а также животные и
Психофизиологические факторы— факторы трудового процесса. К ним относятся
физические (статические и динамические перегрузки) и нервно-психические
перегрузки (умственное перенапряжение перенапряжение анализаторов
монотонность труда эмоциональные перегрузки).
Вредные производственные факторы могут приводить к снижению
трудоспособности и профессиональным заболеваниям опасные факторы — к
производственному травматизму и несчастным случаям на производстве.
Обеспечение охраны труда— основа высокопроизводительной и творческой
деятельности работников предприятий различных форм собственности. Проблемы
охраны труда носят разносторонний и многоплановый характер затрагивая
многие стороны жизни и деятельности трудовых коллективов организации
производства и труда организации управления производством и др.
В целях обеспечения соблюдения требований охраны труда осуществления
контроля за их выполнением у каждого работодателя осуществляющего
производственную деятельность численность работников которого превышает 50
человек создается служба охраны труда или вводится должность специалиста
по охране труда имеющего соответствующую подготовку или опыт работы в этой
Работодатель численность работников которого не превышает 50 человек
принимает решение о создании службы охраны труда или введении должности
специалиста по охране труда с учетом специфики своей производственной
При отсутствии у работодателя службы охраны труда штатного специалиста по
охране труда их функции осуществляет работодатель — индивидуальный
предприниматель (лично) руководитель организации другой уполномоченный
работодателем работник либо организация или специалист оказывающие услуги
в области охраны труда привлекаемые работодателем по гражданско-правовому
договору. Организации оказывающие услуги в области охраны труда подлежат
обязательной аккредитации. Перечень услуг для оказания которых необходима
аккредитация и правила аккредитации устанавливаются федеральным органом
исполнительной власти осуществляющим функции по выработке государственной
политики и нормативно-правовому регулированию в сфере труда.
Структура службы охраны труда в организации и численность работников службы
охраны труда определяются работодателем с учетом рекомендаций федерального
органа исполнительной власти осуществляющего функции по нормативно-
правовому регулированию в сфере труда.

zadanie na DP.doc

Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
Донбасская национальная академия строительства и архитектуры
(полное наименование высшего ученого заведения )
Кафедра Техническая эксплуатация и сервис автомобилей технологических
машин и оборудования
Образовательно-квалификационный уровень бакалавр
Направление подготовки 23.03.03 «Эксплуатация транспортно-
технологических машин и комплексов»
Заведующий кафедры ТЭСАТМО
НА ДИПЛОМНЫЙ ПРОЕКТ (РАБОТУ) СТУДЕНТУ гр. ААХ-19б
(фамилия имя отчество)
Тема проекта (работы): дизельный двигателя для автомобиля М1
руководитель проекта (работы) Савенков Никита Владимирович к.т.н. доц.
( фамилия имя отчество научная степень
Исходные данные для проекта (работы) выполнить поиск рациональной
конструкции дизельного с точки зрения стоимости и сочетания топливно-
экономических и тягово-скоростных свойств для автомобиля категории; в
качестве видов топлива присениь дизельное топливо
Содержание расчетно-пояснительной записки (перечень вопросов которые
необходимо разработать)
)Введение; 2)Актуальность; 3)Конструкторская часть; 4)Технологическая
часть; 5)Технологическая эксплуатация и диагностика; 6)Охрана труда.
Перечень графического материала (с точным указанием обязательных
вид общий автомобиля (А1); поперечный разрез двигателя – вид общий (А1);
продольный разрез двигателя – вид общий (A2); технико-экономическое
обоснование проекта (A2); деталировка (А1 два листа); технология
изготовления детали (А1); карта диагностики и устранения неисправностей
Консультанты разделов проекта (работы)
Раздел Фамилия инициалы и должность дата
Техническая доц. Попов Д.В.
Руководитель доц. Савенко Э.С.
Норм контроль ст. пр. Криволап В.В.
Технология Попов Д.В.
№ Название этапов дипломного Срок Примеча-н
пппроекта (работы) выполнения ие
Выдача задания на дипломный проект
Обоснование актуальности темы
Технико-экономическое обоснование
Выполнение конструкторской части
Выполнение технологической части
Выполнение раздела техническая эксплуатация и
Выполнение раздела охраны труда
Оформление пояснительной записки
Оформление графической части
Подготовка проекта к защите
Защита дипломного проекта
( подпись ) (фамилия
(фамилия и инициалы)

диагностика.docx

Диагностика топливных систем дизельных двигателей Как видно хотя в дизельном моторе вполне могут выйти из строя клапана ГРМ поршни или кольца большинство неисправностей дизеля связаны именно с системой питания. По этой причине проверка узлов и элементов топливной системы является первостепенной задачей. Владельцы дизельных
ДВС регулярно сталкиваются с закоксовкой распылителя на форсунках или ухудшением подвижности иглы. Также часто при проверке выявляется снижение давления впрыска которое обычно связано с износом или повреждением плунжерных пар. Изношенными могут оказаться и нагнетательные клапаны а еще распространенной ситуацией является нарушение правильной регулировки ТНВД. Как правило к таким неполадкам приводят тяжелые условия эксплуатации нарушение или игнорирование базовых рекомендаций по обслуживанию двигателя а также использование дизтоплива низкого качества. Среди основных методов диагностики специалисты выделяют три: Визуальный осмотр и анализ шумов во время работы ДВС. Замеры определенных параметров (давление топлива и т.п.). Компьютерная диагностика дизельного двигателя. В первом случае можно быстро выявить серьезные неисправности которые приводят к явным сбоям в работе силовой установки.
Если мастер опытный тогда одного визуального осмотра будет достаточно для оценки состояния двигателя ответственных узлов топливоподающей аппаратуры и т.д. Сделать выводы о состоянии ДВС позволяет воздушный фильтр звук работы дизеля и ТНВД на ХХ и под нагрузкой цвет выхлопных газов внешний вид свечей накала и осмотр других элементов. Во втором случае предполагается что мастер локализовал проблему однако необходимо более точное определение неполадки при помощи замеров ряда параметров которые укажут на отклонения в работе той или иной системы или самого мотора. Рекомендуем также прочитать статью о том почему троит дизельный двигатель. Из этой статьи вы узнаете о возможных причинах неустойчивой работы дизельного мотора и троения по цилиндрам. Такая диагностика топливной системы дизельных двигателей и других узлов обычно проводится на машинах где электронная диагностика при помощи сканеров невозможна (старый дизель с механическим ТНВД).
В этом случае потребуется снять форсунки для их проверки замерить компрессию давления наддува давление картерных газов проверить фильтры фазы газораспределения установку приводных ремней провести диагностику калильных свечей и т.д. Например замер компрессии в цилиндрах часто проводится если дизель троит. Троение может указывать как на проблемы в системе питания так и на неисправности в силовом агрегате. В ситуации когда компрессия низкая топливо не горит и цилиндр попросту не работает. Это значит ремонтировать нужно не элементы топливоподачи а сам двигатель. Третий способ позволяет выявить сбои и поломки как в электронной системе управления двигателя (ЭСУД) так и целый ряд «механических» проблем. Компьютерная диагностика позволяет проверить работу датчиков и управляющей электроники а также на основании анализа показаний от датчиков определить другие неисправности. В наше время компьютерная диагностика дизельного ДВС позволяет провести многоуровневую проверку агрегата диагностируя топливную систему систему управления исполнительные устройства. Что касается диагностики топливной аппаратуры дизельных двигателей на начальном этапе производится анализ работы «электрической» части форсунок также компьютерное сканирование определяет показатели температуры производится замер параметров во время работы вакуумных устройств и т.д. Далее все собранные показания оцениваются после чего компьютер выводит данные об ошибках что позволяет приступить к устранению обнаруженных дефектов. Главным плюсом такой диагностики является простота скорость работы а также отсутствие необходимости разбирать двигатель и проводить дополнительные манипуляции. Советы и рекомендации Как уже было сказано выше срок службы дизельного мотора сильно зависит от качества работы системы питания. Нарушения и сбои в работе указной системы не только влияют на эксплуатационные характеристики но и могут привести к быстрой поломке ДВС. При этом важно понимать что ремонт дизеля является достаточно дорогим по сравнению с аналогами на бензине. С учетом вышесказанного становится понятно что диагностика топливной системы дизельного двигателя должна проводиться не только уже после появления неисправностей но и в профилактических целях.
Дело в том что обнаружение проблем на начальной стадии позволяет избежать более серьезных поломок и дорогого ремонта. Обычно незначительные неисправности топливной системы быстро прогрессируют что приводит кремонту дизельных форсунокитопливного насоса высокого давления. Для предотвращения возможных последствий специалисты рекомендуют поводить диагностику топливных систем на дизелях не реже 1 раза в год (перед началом летнего и зимнего периода или во время проведения планового ТО). С учетом качества топлива в СНГ оптимально делать такую проверку каждые 6 месяцев. На многих СТО и сервисах по обслуживанию и ремонту дизелей имеется необходимое диагностическое оборудование для дизельных двигателей (механотестер сканер и т.д.) что позволяет быстро проверить дизельную систему питания производительность ТНВД при частичных и полных нагрузках замерить давление топлива. Что в итоге Итак хорошо известно что дизельные двигатели обладают достаточно высоким уровнем надежности. Если владелец регулярно обслуживает мотор и следит за состоянием ДВС своевременно меняет расходники и оперативно устраняет неисправности тогда риск неожиданного выхода агрегата из строя минимален. Как утверждают многие специалисты по дизелям если двигатель данного типа серьезно ломается причем это происходит спонтанно тогда это четко указывает на то что диагностику давно не проводили. Другими словами какой-либо дефект очень долго игнорировался самим водителем или вовсе не был выявлен. Как правило прекращение эксплуатации и незамедлительная диагностика необходимы в таких случаях: когда дизельный мотор начал дымить; возникли малейшие проблемы с запуском; отмечена жесткая и шумная работа; пропала тяга и мощность; агрегат начал троить или работать неустойчиво; Рекомендуем также прочитать статью о том почему дизельный двигатель дымит черным дымом на холодную или на горячую. Из этой статьи вы узнаете об основных причинах появления черного выхлопа на дизельном ДВС. Напоследок также отметим что мелкие поломки дизеля также возможны однако они зачастую не могут быстро и значительно повлиять на ресурс и общее состояние агрегата данного типа. Например частой неполадкой подобного рода является некорректная работа клапана ЕГРзагрязнение сажевого фильтра снижение пропускной способности топливного фильтра и т.д. В таких случаях диагностика и последующий ремонт могут быть выполнены самим владельцем автомобиля в условиях гаража.

Диагностика.cdw

Диагностические параметры топливной системы
Максимальное давления в топливной рампе
Продолжительность открытия топлива в цилинд
Герметичность соединительных элементов
Обслуживание элементов топливной аппаратуры
Исполнитель-Слесарь 4 разр
Общая трудоемкость- чел.мин
Оборудования приспособления
Трудоемкость чел.мин
Стенд для промывки форсунок мономент
Маномент прикрепить к форсунке
считать ее давление отклонение от нормы
требует чистки либо замены.
Замена топливных фильтра
Трещетка с необходимыми головками.
Необходи извлечь забитый фильт
Диагностический сканер с нужным разъемом
Подключить сканер считать цикличность
в случае необходимости установить
нормальные показатели
Замена регулятора подачи
Трещетка с необходимыми головками
Снять неисправный регулятор подачи топлива
устоновить новый регулятор.
Замена топливных шланг
Отвертка хомуты с нужным диаметром пасатижи
Снять изношенные шланги при помощи отвертки и пасатиж
установить новые надежно закрепить их
Диагностика насоса низкого
Подключить мономент к насосу и включить его
Замента насоса низкого
Отвертка пассатижи трещетка
с необходимыми головками.
Снять шланги прикрепленные к насосу снять неподредственно насас
установить новый закрепить шланги проверить герметиность.
Технологическая карта

Распред вал.cdw

Твердость неотбеливающей части и шеек НВ 187-300
Не допускается попадание стружки и грязи в масленные каналы
Механические свойства материала и тех. требования на отливку по ТЦ 036
Неуказанные тех. требования на отливку по ГОСТ 1412-79
Неуказанные шероховатости кулачков и шеек
Распределительный вал
Пояснительная записка
Сталь 45 ГОСТ 1050-88