Проект газобаллонной установки для легкового автомобиля

РЕЦЕНЗИЯ_1.doc

на дипломный проект (дипломную работу)
Оформление работы в соответствии с требованиями стандартов:
Оценки рецензента: отл. хор. удов. неудов.
Качество выполненных расчетов
Качество графической части
Оформление в соответствии с требованиями стандартов
(должность ученая степень фамилия имя отчество)

лист дипломника.doc

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Ижевский государственный технический университет
Машиностроительный факультет
Фамилия Имя Отчество Гимаев Айрат Тагирович
Группа 1252. специальность 1012 кафедра ТДиУ
Руководитель Сазонов Владислав Викторович к.т.н. доцент
(Ф.И.О. уч. степень звание должность)
Тема проекта (работы)
Проект газобаллонной установки для легкового автомобиля.
Техническое задание
Объем и содержание проекта (работы)
3 По разделу «Безопасность и экологичность проекта» .
Рекомендуемая литература
Календарный план работы.
Наименование этапов работы
Отметки о выполнении
Руководитель проекта .
Консультант по разделу «Экономика и
организация производства» .
Консультант по разделу «Безопасность
и экологичность проекта » .
ЗАДАНИЕ И ПЛАН ПОЛУЧИЛ
ОТЗЫВ РУКОВОДИТЕЛЯ ПРОЕКТА

5расчет газового балона.doc

5 Расчет газового баллона
1 Расчет параметров куполов баллона
Расчет параметров куполов баллона с толщиной цилиндрической части hц =70+05мм R0= 1250 мм R1 = 162 мм R2 = 200 мм а = 557 rr = 205 мм Rr = 100 мм
Таблица 5.1 – Координаты внешнего контура согласно чертежу
Внутренние объемы (вместимость) куполов - 235 228 л
Объем металла куполов - 0576 0665 л
Исходя из геометрии наружной поверхности купола без горловины
можно рассчитать геометрию оправки (пуансона).
Расчет напряжений напряжений продольных и окружных на наружной поверхности сплошного купола для Рг = 30 Рраб= 600 МПа (6119 кгсм2 )
Расчет указанных напряжений проводим по формулам для без моментного состояния:
Таблица 5.2 – Результаты расчета
Расчет напряжений на внутренней поверхности купола для Pp = 30·Pраб = 600 МПа (6119 кгсм2)
Расчет напряжений проводим по тем же уравнениям а интенсивность напряжений с учетом радиального напряжения на поверхности = - Рр = 600 МПа по формуле:
3 Расчет напряженного состояния
Расчет напряженного состояния на наружной и внутренней поверхностях цилиндрической оболочки баллона при Рр = 30·Рраб = 600 МПа (6119 кгсм2)
А) Внутренняя поверхность.
Расчет напряжений проводим по формулам для трехосного напряженного состояния:
круговые (тангенциальные) напряжения
где: r1 = 1250 мм; r0 = 1180 мм; r1 г0 - радиусы наружной и внутренней поверхностей соответственно.
осевые напряжения рассчитывают по формуле:
радиальные напряжения = 600 Мпа.
Интенсивность разрушающих напряжений рассчитываем по формуле:
Согласно исходных данных r1 = 1250 мм r0 = 1 180 мм получаем:
Величины расчетных напряжений:
= 10423 МПа; = 49116 МПа; = -600 МПа.
Интенсивность разрушающих напряжений:
Расчетная характеристика > 9350 МПа (превышает на 21%) она может быть снижена плюсовым допуском на толщину стенки.
4 Расчет объема баллона
V - полный объем баллона
Vц.у. - объем цилиндрической части баллона
V = Vцил + 2Vд = 48+2235 = 53 л(5.10)
Vп – полезный объем баллона
Vп = 09V = 0953 = 47 л(5.11)
Объем газовой подушки – 10% полного объема.
Принимаем газовый баллон: модель 9230 типа БТ 30.20.250785

заявление на оплату.doc

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
ИЖЕВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Тепловые двигатели и установки»
Месяц или год проведенных занятий (или ФИО дипломника)
Размер по часовой оплаты

спецификация1газовый смеситель.doc

Средняя часть корпуса
Нижняя часть корпуса
Стандартный карбюратор с газовым смесителем

тит_лист1испр.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Ижевский государственный технический университет
Кафедра "Тепловые двигатели и установки
зав. каф. ТДУ профессор
Проект газобаллонной установки
для легкового автомобиля
расчетно-пояснительная записка
к дипломному проекту
РУКОВОДИТЕЛЬ ПРОЕКТА
К.т.н. доцентВ.В. Сазонов
КОНСУЛЬТАНТ ПО ОРГАНИЗАЦИОННО-
Ст.преподаватель А.А. Лебедева
КОНСУЛЬТАНТ ПО ОХРАНЕ ТРУДА
К.м.н. доцент В.Л. Гребнев
Студент гр. 1252 А.Т. Гимаев

4 экономика.doc

4 Экономика и организации производства
Расчет экономического эффекта и лимитной цены проектируемого двигателя.
При проектировании нового изделия необходима первоначальная оценка его востребованности на рынке продаж. При этом одним из главных факторов отвечающих за спрос потребителя на эту продукцию является его цена. Поэтому на начальной стадии проектирования следует определить лимитную (максимальную) цену нового изделия с целью проведения дальнейших маркетинговых исследований.
В представляемой дипломной работе проектируется силовая установка для автомобиля с двух топливной системой питания т.е. бензин + сжиженный природный газ. Проектируемая силовая установка отличается от базовой наличием следующего дополнительного оборудования (установкой газового баллона дополнительных газопроводов газового редуктора клапанов) позволяющего существенно улучшить ее экологические характеристики при значительном снижении расхода.
2 Исходные данные для экономического расчета
Исходные данные для расчета приведены в таблице 4.1
Таблица 4.1 – Исходные данные
Наименование параметра
Номинальная мощность (N кВт)
Ресурс до капитального ремонта (L км)
Среднегодовой пробег (Lг км)
Контрольный расход топлива (Qtл100км)
Нормативный коэффициент экономической эффективности (Ен)
Годовая программа выпуска (А шт)
Дополнительные удельные капитальные вложения (ку рубшт)
Цена 1 л. топлива (Рт.руб)
Свободная отпускная цена базового двигателя (Цсв.опт.б Руб)
3 Расчет лимитной цены
Оптовые цены на новую продукцию производственно-технического назначения должны стимулировать научно-технический прогресс и способствовать выпуску продукции лучшего качества. Цены на новую продукцию как правило определяются применительно к уровню действующих цен с учетом экономически обоснованных затрат на производство и эффективности качества технико-экономических характеристик и потребительских свойств продукции. Цена должна быть построена таким образом чтобы с одной стороны заинтересовать предприятие-изготовителя в разработке и освоении новой продукции а с другой стимулировать предприятие-потребителя к внедрению и использованию этой продукции.
Для установления цен на новые изделия последние подразделяются на следующие основные группы: а) изделия. предназначенные для замены ранее освоенных; новые и ранее освоенные изделия считаются заменяемыми если они в основных сферах применения обеспечивают удовлетворение одной и той же потребности с учетом использования их основных технико-экономических параметров; б) изделия однотипные с ранее освоенными по своей конструкции и технологии производства не предназначенные для замены а являющиеся развитием определенного параметрического ряда ранее освоенных изделий и отличающиеся от них отдельными технико-экономическими параметрами; в) принципиально новые изделия впервые осваиваемые в России и не имеющие аналогов среди выпускаемой продукции
На новые изделия предназначенные для замены ранее освоенных (группа «а») оптовые цены устанавливаются применительно к уровню действующих оптовых цен на заменяемую продукцию с учетом экономического эффекта получаемого при использовании новой продукции.
В качестве базовой (заменяемой) продукции принимаются прогрессивные лучшие из освоенных отечественной промышленностью изделия занимающие наибольший объем в удовлетворении потребностей.
Цена на новую продукцию должна формироваться в течение всего процесса ее создания так как она активно влияет на разработку высокоэффективной техники уже на начальных стадиях проектирования. Решению этой задачи отвечает лимитная цена позволяющая определить экономическую и социальную целесообразность создания новой продукции. Экономическим содержанием лимитной цены является прежде всего экономическая эффективность использования продукции у потребителя. Поэтому лимитные цены будучи максимально допустимыми ценами по условиям потребления должны определяться только по согласованию с заказчиком. Лимитные цены призваны ограничить рост затрат на производство новой продукции и относительно удешевить ее для потребителя на единицу конечного полезного эффекта по сравнению с ранее освоенной продукцией.
Установление лимитной цены является одним из обязательных параметров на стадиях разработки технико-экономического обоснования технического задания эскизного и технического проекта.
Лимитная цена новой продукции определяется по формуле
Цл = ЦБ + кэ·Эп(4.1)
где: ЦБ — цена базовой продукции принимаемой в качестве
аналога для расчета лимитной цены;
кэ — коэффициент учета полезного эффекта в цене новой
Эп- полезный эффект от применения новой продукции.
В качестве цены базовой продукции ЦБ принимается как правило прейскурантная оптовая цена. При этом прейскурантная цена корректируется с учетом коэффициента удешевления. равного 09 характеризующего моральное старение базовой продукции за период проектирования и освоения новой техники.
Величина отдельных составляющих полезного эффекта Эп в стоимостном выражении рассчитывается в соответствии с действующими методическими положениями по определению экономической эффективности новой техники.
Лимитная цена должна гарантировать уровень оптовой цены. Если качество продукции будет соответствовать заданным технико-экономическим параметрам.
При соблюдении этого условия превращение лимитной цепы в оптовую является важным условием внедрения антизатратных принципов ценообразования и снижения себестоимости продукции.
Методология формирования цен в условиях интенсификации производства и технического прогресса не должна ориентироваться только на производство а учитывать весь цикл воспроизводства НИОКР производство реализацию потребление и сервис. Одним из решающих критериев определения уровней и соотношения цен должна быть потребительная стоимость продукции. Для придания ценам противозатратного характера обязательного установления их с учетом потребительной стоимости эффективности и качества. Цены на изделия предназначенные для замены ранее освоенных определяются исходя из общественно необходимых затрат на производство базового изделия и соотношения потребительских свойств и эффективности базового и нового изделия.
Решению этой задачи отвечает лимитная цена позволяющая определить экономическую и социальную целесообразность создания новой продукции.
Экономическим содержанием лимитной цены является прежде всего экономическая эффективность использования продукции у потребителя поэтому лимитные цены будучи максимально допустимыми ценами по условиям потребления должны определяться только по согласованию с заказчиком.
Лимитные цены призваны ограничить рост затрат на производство новой продукции и относительно удешевить ее для потребителя на единицу конечного полезного эффекта по сравнению с ранее освоенной продукцией. Установление лимитной цены является одним из обязательных параметров на стадиях разработки технико-экономического обоснования технического задания эскизного и технического проекта
Расчет лимитной цены нового двигателя по сравнению с базовым проводится по «Методике определения оптовых цен на новую продукцию производственно-технического назначения» по формуле верхнего предела цены с учетом коэффициента удешевления:
ЦВП = ЦБ· ( 1ТБ + ЕН)(1ТН + ЕН) + (ИБ – ИН)( 1ТН + ЕН); (4.2)
где: Т - срок службы двигателя в годах;
ТБ = 90000 20000 = 45 лет - у базового двигателя;
ТН = 120000 25000 = 48 лет - у нового двигателя;
И = (ЦТ 100) · QT · РТ- годовые издержки потребителя
(на топливо). в руб.;
ИБ = (20000100) · 69 · 15=20700 руб. - у базового двигателя:
ИН = (25000100) · 86 · 8= 17200 руб. - у нового двигателя;
Свободно отпускная цена (ЦСВ.ОТП.Б) = Оптовая цена (ЦБ) + 18 % НДС;
ЦБ = (ЦСВ.ОТП.Б 118%)· 100%(4.4)
ЦБ = (21500118) · 100=17916 руб.
СБ = (ЦБ 105 %) · 100% (4.5)
СБ = (17916105) · 100= 17062 руб.:
Окончательно верхний предел цены по формуле изложенной в начале пункта:
ЦВП= 17916 · (145+ 025)(148+ 025) + (20700 - 17200)(148 + +0.25 ) = 26095 руб.;
Лимитную цену определим по формуле:
ЦЛ = (ЦВП +DZ) ·В (4.6)
где: DZ = 8350 руб. - дополнительные затраты на изготовление
и установку новой аппаратуры. Складываются в первую
очередь из стоимости покупных и комплектующих изделий и
стоимости их монтажа и регулировки.
В = 095 - коэффициент удешевления связанный со снижением издержек производства в результате освоения серийного выпуска нового двигателя. Его значение принято с учетом того что при расчете приняты базовые цены крупносерийного производства и что новое изделие является модификацией базового с коэффициентом унификации 095 (95% ).
Исходя из изложенного лимитная цена определится:
ЦЛ = ЦН = (26095 + 8350) · 095 = 32722 руб.:
Себестоимость двигателя составит:
СН = (ЦЛ 105 %) · 100 % ; (4.7)
СН = (32722 105 %) · 100 % = 31164 руб.
Свободно - отпускная цена нового двигателя:
ЦСВ.ОТП.Н= 12·ЦЛ; (4.8)
ЦСВ.ОТП.Н= 12·32722 = 39266 руб.
Прирост прибыли от производства единицы новой продукции составит:
П = (ЦН - СН )-(ЦБ - СБ )=(32722 - 31164) - (17916 - 17062)= 704руб.;
4 Годовой экономический эффект от внедрения нового двигателя
Годовой экономический эффект от внедрения нового двигателя составит:
Э = (П – ЕН · кУ) · А(4.9)
Э = (704 - 025 · 1100) · 10000 = 4290000 руб.;
где: ЕН кУ А - см. исходные данные.
5 Рентабельность производства
Предполагаемая выручка:
ПВ= ЦСВ.ОТП.Н·А(4.10)
ПВ =39266·10000=392660000 руб.
Себестоимость общая для программы выпуска А= 10000 шт.:
Собщ =31164 ·10000=311640000 руб.
ВД =392660000 – 311640000 = 81020000 руб.
ЧП=ВД - 24% НДС(4.13)
ЧП = 81020000 - 19444800 = 61575200 руб.
Рентабельность продукции:
РП= (ЧПСобш) ·100%(4.14)
РП =(61575200311640000) ·100%=20%
Рентабельность продаж:
РПЖ=(ЧППВ)-100%(4.15)
РПЖ =(61575200392660000) ·100%= 16%
Сравнительный анализ технико-экономических показателей представлен в таблице №4.2 и в графической части дипломного проекта (лист №12)
Таблица 4.2 – Технико - экономические показатели
Номинальная мощность
Эффективный расход топлива
Объем выпуска изделии
Полная себестоимость
Свободная отпускная цена
Годовой экономический
6 Выводы по экономическому расчету
Наряду со значительным экономическим эффектом от внедрения в производство нового двигателя предприятие получит дополнительные преимущества на автомобильном рынке. Это произойдет вследствие улучшения экологичности силового агрегата автомобиля соответствие Евро-3 снижению цены топлива.

приложение а.doc

Приложение А – Тепловой расчет
Таблица А.1 – Параметры рабочего тела
Таблица А.2 – Процесс впуска и газообмена
Таблица А.3 – Процесс сжатия
Таблица А.4 – Процесс сгорания
Таблица А.5 – Процесс расширения и выпуска
Таблица А.6 – Индикаторные и эффективные показатели

6-Список литературы.doc

Луканин В. Н. ДВС. Динамика и конструирование. М. ВШ 1995.
Ленин И. М. Автомобильные и тракторные двигатели.. М. ВШ 1976.
Дальский А. М. Арутюнова И.А. Барсукова Т.М. и др. Технология конструкционных материалов: Учебник для машиностроительных специальностей вузов. - М.: Машиностроение 1985. – 448 с. ил.
Колчин А. И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. пособие для вузов. А. И. Колчин В. П. Демидов – 3-еизд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 2002. – 496 с.: ил.
Янцен Т. В. Экономическое обоснование технических решений в дипломных проектах для студентов специальности 150100 «Автомобиле- и тракторостроение»: Методические рекомендации. – Ижевск: Изд-во ИжГТУ 2003. – 45с.
Типовые нормы времени на разработку конструкторской документации – М.: Экономика 1987 с измен.
Севастьянов Б. В. Лисина Е. Б. Учебно-методическое пособие для выполнения раздела «Безопасность и экологичность проекта» в дипломном проектировании. – Ижевск: Изд-во ИжГТУ 2002. – 60 с.
Рудой Б.П. О механизме динамических явлений во впускной и выпускной системе ДВС Межвузовский научный сборник №1 «Элементы теории рабочих процессов ДВС». УФА 1976. – 84 с.
Хисматуллин К.А. Рудой Б.П. Проектирование газообмена и газовоздушных трактов двигателей внутреннего сгорания: Учебное пособие. УФА: УАИ 1999.-92 с.
Беспалов Б.Л. Глейзер Л.А. Колесов И.М. Латышев Н.Г. Соловьев С.Н. Тимирязев В.А. Чарнко Д.В. – Технология машиностроения. М.: Машиностроение 1973.- 448 с.
Аппаратура впрыска легкого топлива автомобильных двигателей. Ю.И. Будыко Ю.В. Духнин В.Э. Коганер К.М. Маскенсков; Под общ. ред. Ю.И. Будыко – 2-е изд.перераб. и доп. – Л.: Машиностроение Ленингр. отд-ние 1982 – 144 с. ил.
Росс Твег. Системы впрыска бензина. Устройство обслуживание ремонт: Прак. пособ. – М.: Издательство « За рулем » 1998. – 144 с. ил.
Козьяков А.Ф. Морозова Л.Л. Охрана труда в машиностроении – М.: Машиностроение 1990 – 122 с.
Мариненко Н.В. Мастеру об охране труда. – М.: Маш-е 1990. – 128 с. ил.
Духанин Ю.А. Акулин Д.Ф. Техника безопасности и противопожарная техника в машиностроении. Учебное пособие для ВУЗов. Изд. 2-е переработ. И доп. М.: машиностроение 1973 304 с.
Вершигора В.А. и др. Автомобиль ВАЗ – 2121. М.: Машиностроение 1982.- 92 с. ил.
Панов Ю.В. Установка и эксплуатация газобаллонного оборудования автомобилей: Учебное пособие для ВУЗов. – М.: Издательский центр «Академия» 2003. – 160с.

1.1 двиг на газу.doc

1 Двигатели на газообразном топливе
1 Общие сведения о газобаллонных автомобилях
Для обеспечения работы двигателей на газе на базовый автомобиль устанавливается дополнительное оборудование позволяющее хранить и подавать в ДВС газообразное топливо.
Для повышения эффективности применения газообразного топлива существенно отличающегося по свойствам от жидких топлив может изменяться конструкция двигателя и отдельных его систем (рис. 1.1).
Баллон для хранения газообразного топлива 2 обычно располагается в свободном и доступном месте автомобиля. Из баллона газ поступает к двигателю через запорную арматуру 7 по трубопроводу 11.
Для включения подачи газа в кабине водителя имеется переключатель вида топлив 3 и управляемые газовый 4 и бензиновый 10 клапаны. Снижение давления газа и управление его расходом выполняет редуктор 7. Для образования и подачи в двигатель топливовоздушной смеси устанавливают газовый смеситель 9.
В зависимости от вида применяемых газообразных топлив и типа двигателей автомобили производятся или переоборудуются в газобаллонные автомобили: однотопливные двухтопливные с независимым питанием двигателя одним из топлив и двухтопливные с одновременной подачей двух топлив (газодизели). Наибольшее распространение нашли двухтопливные ГБА так как вторая система питания (бензиновая или дизельная) всегда может быть включена для питания двигателя в случае выхода из строя газовой системы или невозможности заправки газом.
Первые ГБА были выпущены в начале XX века за рубежом. Достаточно широкое распространение в СССР ГБА получили в 1940-е годы когда был острый дефицит жидких топлив. Наиболее активно работы по переводу автотранспорта на газ были начаты в начале 1980-х годов (после топливного кризиса 1970-х годов).
К концу 1980-х годов число отечественных газобаллонных автомобилей достигало нескольких сот тысяч. В эти годы была заложена основа сети заправок сжатым природным и нефтяным сжиженным газами.
В последние годы интерес к применению газообразных топлив снова резко возрос. Основными причинами этого стали возрастающие требования к защите окружающей среды рост цен на бензин и дизельное топливо и его дефицит в регионах.
В настоящее время отечественной промышленностью выпускаются комплекты газобаллонного оборудования для переоборудования автомобилей марок ЗИЛ ГАЗ МАЗ КамАЗ ВАЗ АЗЛК ряда автобусов и многих автомобилей иностранного производства. Благодаря существенной разнице в стоимости газа и жидких топлив применение газомоторного топлива экономически оправдано при годовом пробеге более 20 тыс. км. Ресурс двигателя работающего на газе увеличивается на треть по сравнению с ресурсом двигателя работающего на бензине.
Рисунок 1.1 Основные агрегаты и узлы газобаллонного автомобиля
— запорная арматура; 2 — газовый баллон; 3 — переключатель вида топлив;4 — газовый клапан; 5 — контрольный манометр; 6 — патрубок подвода газа к смесителю; 7 — газовый редуктор; 8 — дозатор газа;
— газовый смеситель; 10 — бензиновый клапан; 11 — трубопровод;
— вентиляционный рукав
2 Виды и свойства газообразных топлив применяемых на автомобильном транспорте
Газообразные топлива являются альтернативным видом энергоносителей по отношению к традиционным жидким топливам получаемым из нефти.
Физико-химические и эксплуатационные свойства газообразных топлив существенно отличаются от бензинов и дизельных топлив что влияет на конструкцию газовых систем питания и их эксплуатацию. Техническое обслуживание и ремонт газового оборудования переоборудование хранение ГБА и их заправка подготовка ремонтных рабочих имеют существенные особенности.
К газообразным углеводородным топливам которые достаточно широко применяются в настоящее время и имеют перспективы расширения их использования относятся:
- компримированный (сжатый) природный газ (КПГ) (метан);
- газ сжиженный нефтяной (ГСН) (пропан-бутановая смесь).
Другие виды газообразных топлив — сжиженный природный газ (метан) биогаз (метан и другие составляющие) диметилэфир водород — пока не нашли коммерческого применения.
Основными компонентами газообразных углеводородных топлив являются углеводородные газы — метан пропан бутан и ряд других. Эти газы могут храниться на автомобиле в сжиженном или газообразном агрегатном состоянии. Агрегатное состояние газа зависит от физико-химических свойств его компонентов температуры и давления в баллоне. Основные физико-химические свойства компонентов газообразных углеводородных топлив влияющих на конструкцию и эксплуатацию ГБА и бензина представлены в таблице 1.1.
От агрегатного состояния компонентов газообразного топлива зависят способы заправки и его хранения существенно влияющие на конструкцию и эксплуатацию ГБА.
Из таблицы 1.1 следует что все компоненты газообразных топлив при атмосферном давлении имеют температуру кипения ниже О °С. Однако если в емкости с газом повысить давление то температура кипения газа существенно увеличится. Эти давления и температуры имеют пределы называемые критическими. Очень низкие температуры кипения при атмосферном давлении (—1615 °С) и критическая температура (—82 °С) метана делают технически сложным заправку и хранение метана в сжиженном состоянии для чего используются изотермические баллоны с комплексной термоизоляцией. Поэтому в настоящее время большое распространение получил способ заправки и хранения метана на автомобилях в сжатом или так называемом компримированном состоянии под высоким давлением. На автомобильных газонаполнительных компрессорных станциях (АГНКС) для заправки ГБА в странах СНГ рабочее давление — 200 МПа. Использование сжиженного метана получило в настоящее время распространение при доставке природного газа. В перспективе при освоении криогенных баллонов сжиженного природного газа для ГБА этот вид топлива может стать конкурентом дорогостоящим бензинам. Над этой проблемой работают в настоящее время ученые и конструкторы различных отраслей машиностроения.
При снижении давления метана в газовом редукторе высокого давления температура резко снижается (эффект Джоуля—Томпсона). Например при снижении давления с 100 до 10 МПа падение температуры газа составит около 30 °С. Даже в летний период влага содержащаяся в газе может образовать кристаллы льда и стать препятствием при подаче газа в двигатель. Таким образом важными мероприятиями для эксплуатации ГБА являются: очистка (осушение) газа от воды при заправке на автомобильных газонаполнительных компрессорных станциях; своевременная замена фильтров в системе питания автомобиля; эффективный подогрев газа перед снижением давления в редукторе особенно в зимний период эксплуатации.
Таблица 1.1 Физико-химические свойства компонентов газообразных топлив и бензина влияющих на конструкцию и эксплуатацию ГБА
Молекулярная формула
Молекулярная масса кгмоль
Плотность жидкой фазы при температуре кипения и давлении 100 кПа кгм3
Плотность газовой фазы при нормальных условиях (15 °С 760 ммрт. ст.) кгм3
Относительная плотность газовой фазы (по воздуху)
Критическое давление (абсолютное) МПа
Критическая температура кипения °С
Температура кипения при давлении 100 кПа °С
Теплота сгорания (низшая) удельная МДжкг
Теплота сгорания (низшая) объемная
Теоретически необходимое для сгорания топлива количество воздуха кгкг
Теплота сгорания горючей смеси при коэффициенте избытка воздуха a=10МДжм3
Теоретически необходимое для сгорания топлива количество воздуха
Температура воспламенения топлива в воздухе при атмосферном давлении оС
Пределы воспламенения объемные % нижний верхний
Пропан и бутан — основные компоненты ГСН — по сравнению с метаном имеют значительно более высокие температуры кипения при атмосферном давлении (—425 и -05 °С соответственно) и критические температуры (+968 и +1529 °С соответственно). Такие свойства позволяют хранить пропан и бутан в сжиженном состоянии в диапазоне эксплуатационных температур от —40 до +45 °С при относительно низком давлении (до 16 МПа). Основными преимуществами газов находящихся в сжиженном состоянии по сравнению с сжатым газом являются: большая концентрация тепловой энергии в единице объема значительно меньшее рабочее давление в баллонах и соответственно меньшие прочность и толщина стенок баллона и запорной арматуры их меньшие масса и стоимость. Например один 50-литровый баллон заправленный ГСН для автомобиля ВАЗ рассчитан на 500 км пробега а КПГ — только на 100 км.
Давление насыщенных паров оказывает большое влияние на конструкцию и работу газобаллонного оборудования. По максимальному давлению газа рассчитывают прочность баллона. Газы поступают из баллона в редуцирующие устройства двигателя ГБА в отличие от бензина под действием избыточного давления в баллоне для преодоления сопротивления редуцирующего устройства. Это свойство особенно актуально при эксплуатации ГБА в условиях низких температур когда компоненты ГСН переходят в жидкое состояние и следовательно их избыточное давление приближается к нулю.
Для метана доминирующим является давление заправки которое по мере выработки газа из баллона уменьшается до предельного значения.
Для сжиженных газов давление в значительной степени зависит не от количества газа в баллоне а от температуры . Так как каждый из компонентов имеет определенную температуру кипения давление паровой фазы смеси сжиженных газов зависит как от температуры так и от компонентного состава. Компоненты ГСН в сжиженном виде имеют большой коэффициент объемного расширения поэтому во избежание разрушения баллона запрещается заправлять его полностью. Для этого необходимо оставлять так называемую паровую «подушку» (фазу). Степень заполнения (полезная емкость) автомобильных газовых баллонов должна быть в пределах 80 85 %. Арматура автомобильных газовых баллонов имеет специальное устройство автоматически прекращающее заправку баллона при достижении предельного уровня топлива.
Основные компоненты ГСН — пропан бутан и этан — имеют большие по сравнению с метаном показатели плотности и тяжелее воздуха (см. табл. 1.1). Таким образом они скапливаясь в канавах и на полу рабочих зон автотранспортных предприятий представляют большую опасность по сравнению с метаном. Метан благодаря низкой плотности почти в два раза легче воздуха и в случае утечки устремляется вверх в вентиляционные устройства.
Плотность паровой фазы газа оказывает влияние на массовый заряд газовоздушной среды поступающей в цилиндры двигателя а следовательно и на мощность и топливную экономичность. В зимнее время когда плотность газовоздушной смеси достигает максимальных значений двигатель ГБА имеет наилучшие эксплуатационные показатели. Ряд зарубежных конструкций двигателей имеют отключение подогрева впускного коллектора для увеличения плотности заряда.
Все компоненты газообразных топлив первоначально не имеют цвета и запаха поэтому для обнаружения утечек и обеспечения безопасности при использовании этих видов топлива на автомобилях их одорируют т.е. придают особый запах.
Анализ теплофизических свойств топлива и его горючей смеси (теплота сгорания газа и теплотворность горючей смеси) показывает что все газы превосходят бензин по теплотворной способности однако в смеси с воздухом их энергетические показатели снижаются и это является одной из причин уменьшения мощности газобаллонных автомобилей на ГСН до 7 % и на КПГ до 20 %. Вместе с тем высокие октановые числа газообразных топлив позволяют увеличить степень сжатия газовых двигателей за счет изменения конструкции и поднять показатель мощности. Высокие октановые числа требуют увеличения угла опережения зажигания. Раннее зажигание может привести к перегреву деталей двигателя. В практике эксплуатации наблюдаются случаи прогорания днищ поршня и клапанов при слишком раннем зажигании и работе одновременно на бедных смесях. ная). В марке ПА содержится 90± 10% пропана в марке ПБА — 50±10% пропана остальное — бутан не более 1% непредельных углеводородов.В газе сжиженном нефтяном марки ПА давление насыщенных паров при температуре —35 °С не менее 007 МПа (избыточное) в газе марки ПБА — при температуре +45 °С — не более 16 МПа а при температуре — 20 °С — не менее 007 МПа. Давление газа в баллоне практически не зависит от его количества.
Компоненты газового топлива имеют пределы воспламенения значительно смещенные в сторону бедных смесей что дает дополнительные возможности повышения топливной экономичности.
Газообразные углеводородные топлива относятся к наиболее чистым в экологическом отношении моторным топливам. Выбросы токсичных веществ с отработавшими газами газобаллонных автомобилей по сравнению с бензиновыми значительно ниже.
Газ сжиженный нефтяной в качестве топлива для автомобилей представляет собой смесь пропана нормального бутана изобутана пропилена этана этилена и других углеводородов. Его получают как продукт переработки нефти на нефтеперерабатывающих заводах или при добыче нефти и природного газа в виде отдельной жидкой фракции.
Компонентный состав сжиженного нефтяного газа регламентируется ГОСТ 25578 — 87 «Газы сжиженные нефтяные. Топливо для газобаллонных автомобилей. Технические условия». Стандарт предусматривает две марки газа: зимнюю — ПА (пропан автомобильный) и летнюю — ПБА (пропан-бутановая смесь автомобильная).
3 Устройство газобаллонного оборудования
3.1 Принципиальные схемы газовых систем питания ГБА
В зависимости от применяемого газового топлива принципиальные схемы систем питания имеют свои специфические особенности и одновременно общие элементы. Эти схемы устанавливаются параллельно штатным системам питания жидким топливом. Рассмотрим принципиальную схему газовой системы питания ГБА работающей на КПГ (рис. 1.2).
Рисунок 1.2 Принципиальная схема основных элементов ГБО на сжатом газе
– дроссельная заслонка; 2 – смеситель; 3 – воздушная заслонка; 4 – дозатор газа; 5 – мембрана второй ступени; 6 – клапан второй ступени; 7 – рычаг клапана второй ступени; 8 - полость второй ступени; 9 – рычаг мембраны первой ступени; 10 – регулировочный винт рычага первой ступени; 11 – входной электромагнитный клапан; 12 – пружина РВД; 13 – РВД; 14 - магистральный электромагнитный газовый клапан; 15 – магистральный вентиль; 16 – манометр; 17 – заправочный вентиль; 18 – заправочный узел; 19 – расходные вентили; 20 – баллоны; 21 – клапан РВД; 22 – каналы для охлаждающей жидкости; 23 – трубопровод от РВД; 24 – клапан первой ступени; 25 - мембрана первой ступени; 26 – полость первой ступени; 27 – винт регулировочный холостого хода; 28 – винт регулировочный клапана второй ступени; 29 – пружина
Газ хранится в баллонах высокого давления (196 МПа) 20. Заправка баллонов КПГ производится через заправочный узел 18 заправочный вентиль 77и расходный вентиль 19 Из баллонов КПГ по трубопроводам высокого давления подается к электромагнитному газовому клапану 14 предварительно пройдя очистку от твердых примесей в фильтре этого клапана.
После открытия электромагнитного клапана 14 газ подается к редуктору высокого давления (РВД) 13 где происходит снижение давления газа до 10 12 МПа за счет перемещения клапана 21 и действия пружины 12. Для предотвращения замерзания примесей влаги происходящем по причине падения температуры газа при редуцировании в РВД для подогрева подается жидкость от системы охлаждения двигателя по каналам 22.
Затем газ поступает по трубопроводу в редуктор низкого давления (РИД). В РНД в полостях 1-й (26) и 2-й (8) ступеней происходит последовательное снижение давления до близкого к атмосферному. Автоматическое регулирование давления в редукторе обеспечивается изменением положения клапанов 24 и 6 соединенных с мембранами 25 и 5.
Из РНД газ по рукаву подается к дозатору газа 4 и в смеситель газа 2 откуда газовоздушная смесь поступает в цилиндры двигателя.
Включение подачи газообразного топлива осуществляется при помощи переключателя в цепи электрической схемы в которую включены обмотки клапанов 11 и 14. Блокировка подачи газа вы- полняется при помощи входного электромагнитного клапана 77 управляемого электронным блоком.
Принципиальная схема газовой системы питания ГБА работающей на ГСН представлена на рис. 1.3.
Рисунок 1.3 Принципиальная схема основных элементов ГБО на сжиженном газе
-дросельная заслонка; 2-смеситель; 3-воздушная заслонка; 4-дозатор газа; 5-мембрана второй ступени; 6-клапан второй ступени; 7-рычаг клапана второй ступени; 8-полость второй ступени; 9-рычаг мембраны первой ступени; 10-регулировочный винт рычага первой ступени;11-входной электромагнитный клапан; 12-магестральный электромагнитный клапан; 13-заправочное устройство; 14-заправочный вентиль; 15-предохранительный клапан; 16-клапан обратный; 17-отсечной клапан; 18-поплавок;19-магестральный вентиль; 20-баллон; 21-мембрана с клапаном первой ступени; 22-каналы для охлаждающей жидкости; 23-полость первой ступени; 24-винт регулировочный холостого хода; 25-пружина; 26- регулировочный винт клапана второй ступени
По сравнению с предыдущей схемой для КПГ она имеет иной баллон для газа и запорную арматуру.
Сжиженный газ хранится в баллоне 20 который рассчитан на давление 16 МПа. ГСН поступает при заправке через заправочный вентиль 14. Наполнение баллона прекращается автоматически при всплытии поплавка 18 который связан с отсечным клапаном 77. Из баллона газ поступает через магистральный вентиль 19 и по трубопроводам высокого давления подается к электромагнитному клапану 12 предварительно пройдя очистку от твердых примесей в фильтре этого клапана.
После открытия электромагнитного клапана 12 газ поступает по трубопроводу в редуктор низкого давления. В отличие от предыдущей схемы не требуется предварительного снижения давления в РВД. Принцип работы РНД аналогичен предыдущей схеме. В полостях 1-й (23) и 2-й (8) ступеней происходит последовательное снижение давления до близкого к атмосферному. Автоматическое регулирование давления в редукторе обеспечивается изменением положения клапанов соединенных с мембранами 21 и 5. Для испарения жидкой фазы газа РНД подогревается жидкостью поступающей из системы охлаждения двигателя по каналам 22.
Из РНД газ подается к дозатору газа 4 и в смеситель газа 2 откуда газовоздушная смесь поступает в цилиндры двигателя.
Как и в предыдущей схеме включение подачи газа осуществляется при помощи переключателя в цепи электрической схемы в которую включены обмотки клапанов 77 и 12. Блокировка подачи газа выполняется при помощи входного клапана 77 управляемого электронным блоком.
3.2 Газодизельные системы питания
Дизельные двигатели при переводе для работы на газовом топливе в отличие от бензиновых требуют дополнительных условий обеспечения воспламенения газа в камере сгорания.
Температура воспламенения метана (680 °С) значительно превосходит температуру при которой самостоятельно воспламеняется дизельное топливо в конце такта сжатия (280 °С). Поэтому для работы дизельных двигателей на газе необходим дополнительный источник воспламенения. Рудольф Дизель еще в 1898 году запатентовал способ воспламенения газового топлива дозой запального жидкого топлива однако применять этот способ стали только с 1930 года (для стационарных узкорежимных двигателей) Газодизельным (ГД) процессом является такой способ сгорания дизельного топлива и природного газа одновременно когда газовоздушная смесь воспламеняется принудительно от небольшой горящей дозы дизельного топлива. Газовоздушная смесь подается в цилиндры двигателя где сжимается поршнем на такте сжатия и в нужный момент топливный насос высокого давления (ТНВД) через форсунки впрыскивает запальную дозу дизельного топлива которая самовоспламеняется и поджигает газовоздушную смесь.
В ГД-режиме двигатель работает на двойном топливе — дизельном топливе и природном газе. По основному признаку — способу воспламенения газовоздушной смеси — газодизель относится к двигателям с принудительным воспламенением. Газодизельный двигатель имеет две взаимосвязанные системы питания: дизельную и газовую. Общим для этих двух систем является оригинальное газодизельное оборудование.
При переоборудовании дизельных двигателей имеющих высокую степень сжатия мощность двигателя остается на уровне базового двигателя.
Основными целями переоборудования дизельных двигателей для работы по газодизельному циклу являются:
экономия до 75 80% дизельного топлива путем замещения его природным газом;
увеличение суммарного запаса хода транспортного средства при использовании обоих видов топлива в 15 17 раза;
снижение дымности отработавших газов дизеля в 2 4 раза.
Минимальное количество запального жидкого топлива определяется энергией необходимой для воспламенения и полного сгорания газовоздушной смеси. Однако из-за меняющихся во времени режимов работы автомобильных двигателей и необходимости охлаждения форсунок доза запального дизельного топлива превышает теоретически необходимые 5 7 %. Практически запальная доза составляет от 15 до 50 % от полной подачи дизельного топлива.
Подача дизельного топлива при работе в режиме газодизеля отличается от дизельного режима. Для запуска двигателя и работы на минимальных оборотах холостого хода в камеру сгорания поступает только дизельное топливо. При увеличении частоты вращения и нагрузки в камеру сгорания поступают газовоздушная смесь и запальная доза дизельного топлива. С этого момента двигатель работает по газодизельному циклу.
Газодизельное оборудование предназначено для заправки хранения управления подачей и дозирования газа образования газовоздушной смеси ограничения цикловой подачи дизельного топлива до уровня запальной дозы и защиты дизеля от внештатных режимов работы (рис. 1.4). При этом сохраняется возможность быстрого перехода с газодизельного режима на жидкое топливо и обратно. Система заправки хранения газа и снижения его давления практически имеет одинаковый принцип работы и устройство с системой питания КПГ двухтопливных бензиновых ГБА.
Для заправки баллонов 77 служит узел заправочный 20 вентиль наполнительный 21 и баллонные вентили 19. На баллонах установлены: тройники баллона 18 вентили. Крестовина 13 с манометром 12 установлены на кронштейне узла высокого давления. Из баллонов газ по трубопроводам высокого давления подается к электромагнитному клапану 9 предварительно пройдя очистку в фильтре 10.
После открытия электромагнитного клапана 9 газ подается к РВД 8 и затем к РНД 5. Для подогрева к РВД подается жидкость от системы охлаждения двигателя.
— концевой выключатель; 2 — электромагнит МУЗД; 3 — реле МУЗД; 4 — пневмомеханический клапан ограничения подачи газа; 5 — редуктор газовый низкого давления; 6 — реле клапана моторного тормоза; 7 — электромагнитный клапан РНД; 8 — РВД; 9 — электромагнитный клапан; 10 — фильтр газовый; 11 — трехходовой клапан моторного тормоза; 12 — манометр; 13 — крестовина; 14— выключатель моторного тормоза; 15— расходный вентиль; 16— угольник; 17— баллоны; 18 — тройник вентильный; 19 — баллонный вентиль; 20 — заправочный узел; 21 — наполнительный вентиль; 22 — дозатор газа; 23 — смеситель газа; 24 — тиристорный блок напряжения 12 В; 25 — переключатель режимов работы двигателя «Дизель» — «Газодизель»; 26 — предохранитель; 27 — пневмоконтактор отключения газа при неработающем двигателе; 28 — педаль привода рейки ТНВД; 29 — телескопическая тяга; 30 — механизм установки запальной дозы дизельного топлива
РНД 5 оборудован системой коррекции по загрязненности воздушного фильтра предотвращающей самофорсировку двигателя. В конструкцию системы питания обычного дизельного двигателя добавляются газовый смеситель 23 механизм установки запальной дозы дизельного топлива (МУЗД) 30 дозатор газа 22 для управления топливным насосом высокого давления и подачей газа а также электрооборудование 3 6 11 14 27 которое обеспечивает необходимую информативность и защиту дизеля от нештатных режимов работы.
Дизельная система питания состоит из штатных агрегатов включая топливный насос высокого давления и форсунки. На ТНВД дополнительно имеется механизм ограничения подачи запальной дозы который обеспечивает впрыск заданного количества дизельного топлива необходимого для воспламенения газодизельной смеси в камере сгорания а также переключение на работу в обычном дизельном режиме.
МУЗД 30 приводится в действие электромагнитом 2 а на рычаге управления рейкой ТНВД установлен дополнительный упор. Помимо этого на регуляторе максимальных оборотов ТНВД установлен клапан отключающий подачу газа 4.
Блокировка одновременного включения полной подачи двух видов топлива осуществляется с помощью концевого выключателя 7 и реле 3 и 6.
В смесителе 23 газ смешивается с воздухом который подается за счет разрежения создаваемого во впускном трубопроводе двигателя.
Заданный состав смеси газа с воздухом регулируется дозатором 22 соединенным с педалью привода рейки ТНВД телескопической тягой 29.
Начало подачи газа в двигатель осуществляется синхронно с началом нажатия педали привода рейки ТНВД 28 водителем. В этот момент цикловая подача дизельного топлива в цилиндры двигателя равна запальной дозе. Изменение числа оборотов крутящегомомента и мощности двигателя осуществляется преимущественно изменением количества газа подаваемого в двигатель. При работе двигателя запальная доза дизельного топлива изменяется незначительно увеличиваясь с повышением частоты вращения кулачкового вала ТНВД.
При снятии ноги водителя с педали 28 прекращается подача газа в двигатель и одновременно цикловая подача дизельного топлива уменьшается с величины запальной дозы до величины подачи холостого хода.
Двигатель запускается и прогревается только в дизельном режиме на дизельном топливе.
Перевод двигателя с дизельного режима в ГД-режим и обратно возможен как во время остановки так и при движении автомобиля. Для этого необходимо отпустить педаль привода рейки и переключить клавишу 25 выбора режима работы «Дизель» — «Газодизель» расположенную на щитке приборов в кабине водителя.
Отключение подачи газа при пользовании моторным тормозом происходит с помощью реле 6 и электромагнитного клапана 7 установленного на входе в РНД. Ограничение подачи газа при достижении двигателем максимальной частоты вращения осуществляется пневмомеханическим клапаном 4.
Для преобразования напряжения в бортовой сети дизеля в рабочее напряжение 12В используется тиристорный блок 24. Отключение подачи газа при неработающем двигателе осуществляется пневмо-контактором 27. Для предотвращения попадания газа в пневмосистему патрубок отбора воздуха из впускного коллектора перенесен на корпус смесителя газа 23 а на впускном коллекторе — заглушен.
Газодизельные системы питания устанавливают на двигатели оснащенные ТНВД с двухрежимным регулятором. При наличии на ТНВД всережимного регулятора необходимо заменить его двухрежимным.

3 техника безопасности.doc

3 Техника безопасности при эксплуатации техническом обслуживании ремонте и хранении ГБА
Основными компонентами сжатого и сжиженного газа являются газы которые обладают взрыво- и пожароопасными свойствами и могут оказывать негативное воздействие на водителя пассажиров ремонтных рабочих. Газ в отличие от других видов моторного топлива (бензина и дизельного топлива) находится в баллоне под давлением и в случае негерметичности любого элемента ГБО происходит его утечка. Газообразные топлива легко могут образовать пожаро-взрывоопасную смесь с воздухом в подкапотном пространстве салоне кузове в помещении где хранится и обслуживается ГБА и на заправке.
Природный газ плотность которого примерно в два раза меньше плотности воздуха при утечке поднимается вверх а пропан-бутан плотность которого больше плотности воздуха оседает.
Газ сжиженный нефтяной попадая на кожу и испаряясь может вызвать серьезные обморожения - ожог кожного покрова поэтому надо быть особенно внимательным при заправке а также во время ТО и ремонта баллона и газовой арматуры.
Струя компримированного природного газа в случае внезапной разгерметизации или открытия вентилей оказывает механическое травмирующее воздействие на человека.
Поэтому конструкция ГБА и вся инфраструктура связанная с их заправкой эксплуатацией техническим обслуживанием ремонтом и их хранением должны отвечать повышенным требованиям техники безопасности.
Водители и автомеханики эксплуатирующие ГБА должны хорошо знать свойства газообразных топлив особенности устройства и эксплуатации ГБО строго руководствоваться соответствующими отраслевыми и межотраслевыми «Правилами по охране труда и технике безопасности на автомобильном транспорте» «Правилами устройства и безопасной эксплуатации сосудов работающих под давлением» «Правилами безопасности в газовом хозяйстве» «Правилами технической эксплуатации и безопасного обслуживания оборудования автомобильных газонаполнительных компрессорных станций» инструкциями завода - изготовителя газобаллонного оборудования и другими документами регламентирующими работы с использованием сжатого и сжиженного газа.
Для безопасной работы газобаллонного оборудования необходимо регулярно проводить работы по его техническому обслуживанию строго соблюдать технологии ТО и ремонта.
Основными требованиями техники безопасности при эксплуатации ГБА являются регулярная тщательная проверка герметичности газовой аппаратуры и немедленное устранение причин обнаруженных утечек в ремонтных предприятиях или лицами имеющими на это соответствующий сертификат и лицензию.
Сварочные окрасочные работы (включая горячую сушку) а также работы с электродрелью а также с другими инструментами и абразивными материалами дающими искрение производятся на ГБА с дегазированными баллонами.
К вождению техническому обслуживанию и ремонту газового оборудования ГБА допускаются лица старше 18 лет прошедшие соответствующую подготовку сдавшие экзамены по устройству ТО и ремонту газобаллонного оборудования правилам техники безопасности при его эксплуатации и получившие специальное удостоверение установленной формы в учебных заведениях имеющих лицензию на эти виды обучения.
Подготовка водителей и ремонтных рабочих составляет минимум 40 академических часов.
Первичная проверка знаний по перечисленным вопросам производится на экзамене специальной комиссией утвержденной руководителем учебного заведения производящего обучение.
Повторная проверка знаний проводится с периодичностью один раз в два года на экзамене специальной комиссией утвержденной руководителем автотранспортного предприятия. В состав комиссии входят инженерно-технические работники прошедшие подготовку по вопросам устройства эксплуатации техническому обслуживанию ТО и ремонту ГБА а также ответственные за эксплуатацию ГБА.
На основании перечисленных выше правил администрация предприятия должна разработать инструкции по охране труда с учетом специфики работы устройства хранения газобаллонного оборудования ГБА вида применяемого газа устройства ремонтного оборудования и состояния производственно-технической базы для водителя ГБА ремонтных рабочих дежурных по хранению ГБА и т.д. Инструкции утверждаются руководством предприятия совместно с профсоюзным комитетом.
Обо всех авариях и несчастных случаях связанных с использованием газообразных топлив водители и автомеханики должны немедленно докладывать своим непосредственным начальникам. В случае возникновения аварийных ситуаций например возгорания транспортного средства необходимо принимать меры к его тушению и немедленно сообщать о пожаре по телефону 01. Виновные в нарушении инструкций привлекаются к дисциплинарной административной и уголовной ответственности.
2 Требования по технике безопасности для водителей ГБА
Перед выездом на линию и по возвращении с линии необходимо провести осмотр ГБА с целью проверки герметичности обнаружения внешних неисправностей и повреждений газобаллонной аппаратуры.
Герметичность производят пенообразующим негорючим (мыльным) раствором или течеискателем.
Перед запуском двигателя после длительной стоянки во избежании взрыва скопившегося газа надо открыть капот багажник и люк моторного отсека.
При обнаружении запаха газа во время движения автомобиля его стоянки ТО ремонта заправки хранения необходимо немедленно принять меры к прекращению утечки исключению воспламенения или взрыва образующейся смеси газа с воздухом и проветриванию зоны образования утечки. Необходимо выключить двигатель отключить «массу» или минусовую клемму аккумулятора перекрыть расходные вентили на баллоне и откатить автомобиль в безопасное для людей место.
Запрещается курение и пользование открытым огнем в кабине или салоне если баллоны наполнены газом.
Автомобиль должен быть укомплектован порошковым или уг-лекислотным огнетушителем в кабине водителя и салоне.
При пожаре необходимо остановить двигатель отключить «массу» и если это возможно закрыть расходный вентиль. Принять меры к эвакуации ГБА из помещения. Пламя тушат огнетушителем песком струей воды. Баллоны с газом следует поливать водой для исключения повышения давления в них.
При активизации горения в зоне расположения баллонов водитель должен во избежание несчастных случаев при взрыве баллона предупредить окружающих об опасности и необходимости покинуть зону пожара.
В кабине водителя салоне багажных отделениях не должны находиться взрывоопасные или легко воспламеняющиеся грузы или предметы.
Запрещается оставлять в промежуточном положении расходные и наполнительный вентили. Во избежание утечки газа вентили должны быть полностью закрыты или полностью открыты.
Отогревать газовую аппаратуру в случае ее обмерзания можно только горячей водой паром воздухом или инфракрасной горелкой.
Запрещается применение открытого пламени.
При въезде газобаллонных автобусов в производственные помещения и другие проезды с ограниченными габаритными размерами по высоте необходимо обращать внимание на то что размер по вертикали («габарит по высоте») увеличился на 350 500 мм по сравнению с базовым автобусом.
Дополнительно для газодизельных автомобилей и автобусов следует соблюдать следующие меры:
- во избежание хлопков и взрыва газовоздушной смеси в воздушном фильтре или глушителе запрещается эксплуатация газодизельных автомобилей при неисправных системах ограничения подачи газа;
- категорически запрещается пуск и прогрев двигателя в газодизельном режиме;
- необходимо следить за уровнем топлива в топливном баке и избегать полной выработки дизельного топлива из топливного бака в газодизельном режиме.
В противном случае может наступить момент пропуска воспламенения запальной дозой и воспламенение несгоревшей газовоздушной смеси в глушителе;
- выезд из автопарка или въезд в него осуществляется в дизельном режиме при закрытом расходном вентиле.
Категорически запрещается:
- производить обслуживание и ремонт газобаллонной аппаратуры при наличии людей в салоне и кабине;
- производить самостоятельно выпуск газа из баллона;
- в случае утечки газа запускать двигатель с открытыми расходными вентилями на баллонах;
- эксплуатировать ГБА на газе при обнаружении внешних механических повреждений неисправной газовой аппаратуре и утечках газа из системы;
- эксплуатировать ГБА в любом режиме (на бензине дизельном или газодизельном топливе либо на газе) при обнаружении утечки газа в арматуре газовых баллонов;
- продолжать движение при обнаружении запаха газа в кабине водителя и пассажирском салоне;
- эксплуатировать ГБА после истекшего срока очередного испытания (переосвидетельствования) баллонов;
- производить проверку герметичности соединений открытым пламенем и пользоваться огнем для каких-либо целей;
- останавливать ГБА около мест где осуществляют работы с открытым пламенем;
- ставить ГБА имеющий утечку газа на стоянку в помещении или на консервацию.
3 Требования по технике безопасности при заправке газовым топливом
Водитель должен заправлять ГБА только тем газом который предназначен для данного ГБО - сжатый или сжиженный газ - на специально предусмотренных для газобаллонных автомобилей заправочных станциях отвечающих соответствующим требованиям.
Заправлять газобаллонные автомобили сжатым газом разрешается только на стационарных автомобильных газонаполнительных компресных станциях (АГНКС) или от передвижных газозаправщиков (ПАГЗ) в соответствии с «Правилами технической эксплуатации безопасного обслуживания оборудования автомобильных газонаполнительных компрессорных станций». Заправлять газобаллонные автомобили сжиженным газом разрешается только на стационарных автомобильных газонаполнительных станциях (АГНС) или от передвижных газозаправщиков. При заправке ГБА категорически запрещается:
- курить и пользоваться открытым огнем;
- производить какой-либо ремонт автомобиля или газобаллонного оборудования подтягивать гайки или соединения трубопроводов вентилей редукторов и других узлов находящихся под давлением переключать двигатель с одного вида топлива на другой;
- стучать металлическими предметами по аппаратуре;
- выполнять заправку путем переливания или перекачки газов из одного баллона в другой.
Заправку газобаллонных автомобилей осуществляет непосредственно оператор-наполнитель или водитель ГБА под наблюдением оператора-наполнителя.
Заправка автомобиля должна производиться в порядке очереди за исключением автотранспорта специального назначения по талонам установленной в данном регионе формы или за наличный расчет по установленным ценам.
Въезд ГБА в заправочный бокс должен производиться по разрешению оператора-наполнителя или по указанию соответствующей световой сигнализации.
На территории заправочной станции водитель обязан соблюдать Правила дорожного движения. При этом скорость движения не должна превышать 5 кмч. Расстояние между заправляемым и ожидающим своей очереди ГБА должно быть не менее 15м.
Заправка производится при отсутствии в ГБА пассажиров.
Перед началом заправки водитель должен:
- остановить двигатель;
- включить стояночный ручной тормоз;
- вынуть ключ из замка зажигания;
- надеть защитные рукавицы или перчатки; открыть капот багажник и люк моторного отсека;
- снять защитный колпачок с заправочного устройства.
4 Требования по технике безопасности для слесаря по ремонту газобаллонной аппаратуры
Данные требования являются дополнением к общей инструкции по технике безопасности для автомеханика.
Техническое обслуживание и ремонт установка и демонтаж ГБО производится слесарем по обслуживанию и ремонту газового оборудования.
Перед началом работ необходимо проверить исправность инструмента и оборудования рабочего места а также убедиться включена ли вентиляция помещения.
Перемещение ГБА в зонах производственного корпуса и на всей территории автотранспортного предприятия производится при работе двигателя на жидком топливе. Для газовых автомобилей и автобусов работающих только на сжатом газе допускается перемещение при давлении в баллонах не выше 5 МПа.
В тех случаях когда требуется устранить негерметичность или неисправность в арматуре баллонов необходимо предварительно выпустить газ из баллонов на посту выпуска или слива газа.
Выпускать газ разрешается только при неработающем двигателе и отключенной аккумуляторной батарее.
Категорически запрещается выпускать газ когда ГБА находится вне специализированного поста выпуска (слива) газа в производственных или других помещениях в непосредственной близости от места стоянки автомобилей или источников огня и места нахождения людей.
Все работы по ремонту ГБА при наличии газа в баллонах должны производиться при закрытых баллонных и магистральных вентилях и отсутствии давления газа в газопроводах.
Регулировку частоты вращения холостого хода токсичности и установку запальной дозы разрешается производить на двигателе работающем на газовом топливе. Все прочие работы производятся при неработающем двигателе.
Работы по снятию и установке газовой аппаратуры выполняются специальными инструментами (омедненными) на остывших агрегатах. Перед началом ремонтных работ необходимо надеть защитные рукавицы или перчатки открыть капот багажник и люки моторного отсека и проветрить пространство в котором может копиться газ.
При возникновении утечек газа на ГБА находящемся в помещении его необходимо отбуксировать на улицу а помещение проветрить.
При выполнении работ не связанных с ГБО но при которых может нарушиться герметичность газового оборудования демонтаж элементов ГБО мешающих этим работам выполняется слесарем по ремонту газового оборудования.
В случае возникновения пожара на ГБА его следует тушить углекислотными огнетушителями песком или струей воды под давлением.
При техническом обслуживании и ремонте ГБА запрещается:
- выполнять ремонт ГБО при наличии горючих газов и легко воспламеняющихся жидкостей а также людей в кабине или салоне;
- запускать двигатель при утечке газа;
- проверять пламенем герметичность соединений;
- применять дополнительные усилия или рычаги при открывании и закрывании вентилей;
- устранять негерметичность соединений находящихся под давлением;
- производить ремонт газовой аппаратуры других узлов (агрегатов) автомобиля при работающем двигателе а также не выработав газ из системы питания;
- производить сварочные и малярные работы или другие виды
работ с открытым пламенем при наличии газа в баллонах;
- производить окраску наполненных газом баллонов.
5 Техника безопасности при хранении ГБА
Хранение ГБА производится в специально отведенных местах.
При хранении расходный заправочный и магистральный вентили должны быть перекрыты.
Необходимо избегать длительного воздействия прямых солнечных лучей на баллоны ГСН.
ГБА с неисправной газовой аппаратурой должны храниться на открытых площадках с пустыми баллонами.

9 заключение.doc

В данном дипломном проекте были рассмотрены некоторые технологии направленные на снижение выбросов токсичных веществ в процессе эксплуатации автомобилей в частности технология использования природного газа в качестве моторного топлива.
Природный газ обладает значительным нераскрытым потенциалом свойств и может стать топливом будущего благодаря как своим свойствам так и изменяющимся внешним условиям - экологическим требованиям предъявляемым к автомобильному транспорту.
ПГ - это очень чистое топливо. Он имеет потенциал в снижении выбросов как следствие высокого содержания водорода по отношению к углероду первичного составляющего метана СН4.
двигатель на ПГ вырабатывает до 25 % менее СОз чем бензиновый на единицу энергии.
около 90 % выбросов углеводородов не реактивного свойства.
высокое октановое число (90-110)
ПГ в пересчете на нефтяной эквивалент составляют около 60 % мировых.
К недостаткам ПГ можно отнести следующие его особенности применения в качестве моторного топлива:
- двигатели на ПГ менее мощные по сравнению с бензиновыми двигателями. Это объясняется более низким коэффициентом наполнения из-за большего объема занимаемого газообразным топливом;
- двигатели на газовом топливе теряют дополнительный отвод тепла в области впускных клапанов;
Для определения критериев создания автомобиля с газовым двигателем были проведены следующие работы:
Кинематический и динамический расчет;
Прочностной расчет двигателя;
Расчет газового баллона;
Экономический расчет;
Техника безопасности.
Расчет ВСХ двигателя с 2-я видами топлив с прогнозируемым ухудшением показателей при работе на сжиженном газе.
Размещения газовых баллонов на автомобиле ВАЗ-2106.
В качестве аналога был взят двигатель ВАЗ2106 рабочим объем 16 литра обеспечивающий приемливые тяговые характеристики.
Газовый баллон с интегрированным вентилем со встроенным предохранительным пожарным и расходным клапанами и системой вентиляции утечек был расположен в багажнике.
В заключение хочу отметить что годовой экономический эффект от внедрения модифицированного двигателя составит более 4 млн. руб. при годовом выпуске 10000а это было бы существенно для предприятия производителя.

2.2 Кинематический расчет.doc

2.2 Кинематический расчет двигателя
Задача кинематического расчета – нахождение перемещений скоростей и ускорений в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Расчетная схема КШМ представлена на рисунке 2.1.
Основными геометрическими параметрами определяющими законы движения элементов центрального КШМ являются: r – радиус кривошипа коленчатого вала lш - длина шатуна.
Параметр l=rlш является критерием кинематического подобия центрального механизма. При этом для КШМ различных размеров но с одинаковым l законы движения аналогичных элементов подобны. В современных двигателях применяют КШМ с l=024 031.
Рисунок 2.1 Расчетные схемы КШМ:
а – центрального б – смещенного;
( r – длина кривошипа; S – ход поршня; j - угол поворота кривошипа; b - угол поворота шатуна;
w - угловая скорость кривошипа).
На основе кинематического расчета проводится динамический расчет и уравновешивание двигателя.
Как следует из схемы (рисунок 2.1) кинематика КШМ полностью описывается если известны законы изменения по времени следующих параметров:
Перемещение поршня (х). Начало отсчета (х=0) – положение поршня в ВМТ; положительное направление отсчета принято при его движении от ВМТ к НМТ при вращении кривошипа по часовой стрелке;
Угла поворота кривошипа (j). Начало отсчета – положение кривошипа при его нахождении поршня в ВМТ.
Угла отклонения шатуна (b) от оси цилиндра (b=0 при j=0).
2.1 Кинематика кривошипа
Вращательное движение кривошипа коленчатого вала определено если известны зависимости угла поворота (j) угловой скорости (w) и ускорения (e) от времени (t).
j - угловое перемещение кривошипа:
w - угловая скорость вращения кривошипа:
e - ускорение кривошипа:
При рассмотрении кинематики ДВС принимают допущение что угловая скорость кривошипа является постоянной величиной т.е. e=0.
2.2 Кинематика поршня
Кинематика возвратно-поступательно движущегося поршня описывается зависимостями его перемещения (Х) скорости (V) и ускорения (J) в функции угла поворота кривошипа (j).
Рисунок 2.2 Кинематические параметры поршня
2.3 Определение перемещений поршня
Величина перемещения поршня определяется по формуле:
где: l - критерий кинематического подобия КШМ:
Для современных двигателей
r – радиус кривошипа:
По формулам вычисляем значения перемещений поршня при изменении j от 0O до 360O с шагом в 10O. Расчет проводится с использованием таблиц Microsoft Excel. Результаты расчёта изложены в таблице приложения.
2.4 Определение скоростей поршня
Скорость поршня определяем продифференцировав формулу перемещений поршня
По формуле определяем скорости поршня при изменении j от 0O до 360O с шагом в 10O. Расчет проводится с использованием таблиц Microsoft Excel. Результаты расчёта изложены в таблице приложения.
При расчетах на прочность вместо истинной скорости применяют максимальную и среднюю скорости поршня.
Из анализа выражения (2.55) на экстремум можно показать что максимальная скорость поршня получается при j+b=90O тогда:
Максимальную скорость поршня определяем по формуле:
Широко применяемая для оценки конструкции ДВС средняя скорость поршня определяется по формуле:
2.5 Определение ускорений поршня
Ускорения поршня определим продифференцировав полученную формулу скорости :
По формуле определяем ускорения поршня при изменении j от 0O до 360с шагом в 10O. Расчет проводится с использованием таблиц Microsoft Excel. Результаты расчёта изложены в таблице приложения.
Максимальное ускорение поршня определяем по формуле:
Минимальное ускорение поршня определяем по формуле:
Графики перемещения скорости и ускорения поршня представлены на листе графической части проекта.
2.6 Кинематика шатуна
Сложное плоскопараллельное движение шатуна складывается из движения его верхней головки с кинематическими параметрами поршня и его нижней кривошипной головки с параметрами конца кривошипа.
Кроме того шатун совершает вращательное (качательное) движение относительно точки сочленения шатуна с поршнем.
Рисунок 2.3 Кинематические параметры шатуна
2.7 Определение углового перемещения шатуна
В качестве основного перемещения шатуна рассматривают его угол отклонения от оси цилиндра (угол b):
Угол наклона шатуна определяется по формуле:
По формуле определяем ускорения поршня при изменении j от 0O до 360O с шагом в 10O. Расчет проводится с использованием таблиц Microsoft Excel. Результаты расчёта изложены в таблице приложения.
Максимальныйминимальный угол наклона шатуна равен:
2.8 Определение скорости шатуна
Скорость шатуна определяем продифференцировав формулу угла наклона шатуна :
Экстремум скорости возникает при j=0 и равен:
2.9 Определение ускорения шатуна
Ускорение шатуна определяем продифференцировав формулу скорости шатуна :
Экстремум ускорения возникает при и равен:

спецификация1монтаж баллона.doc

Вентиляционный корпус
Вентиляционный штуцер
Вентиляционный рукав

3.5 заключение ТБ.doc

Предложенный мной комплекс оздоровительных мероприятий позволил обеспечить условия для снижения травматизма и профессиональных заболеваний а также повысить производительность труда.

2.1 Тепловой расчет.doc

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя а также проверить степень совершенства действительного цикла реально работающего двигателя.
При проведении теплового расчета выбираем 4 основных скоростных режима:
) Режим минимальной частоты вращения nmin=1000 мин-1.
) Режим максимального крутящего момента nM=3400 мин-1.
) Режим максимальной (номинальной) мощности nN=5600 мин-1.
) Режим максимальной скорости автомобиля nmax=6100 мин-1.
Средний элементарный состав топлива бензин Аи - 92:
- углерод 855 % (С=0855);
- водород 145 % (Н=0145);
молекулярная масса топлива :
Низшая теплота сгорания топлива (для бензина ОSW=0):
Нu =3391С+12560Н-1089(O-S)-251(9Н+W) (2.1)
Нu =3391·0855+1256·0145-251·9·0145 = 43930 кДжкг.
Средний элементарный состав сжиженного газа:
- пропан 34% (С3Н8=034);
- бутан 60% (С4Н10=060);
- азот 55% (N2=0055);
- оксид углерода 05% (СО=0005);
Низшая теплота сгорания сжиженного газа:
Н’u=128СО +909С3Н8 +1197С4Н10 +189N2
Н’u=128·0005 +909·034 +1197·060 +189·0055 = 103МДжм3.
1.2 Параметры рабочего тела
Теоретически необходимое количество воздуха (Lо) и масса воздуха (lо ) для сгорания 1 кг топлива:
Теоретически необходимое количество воздуха (Lо) для сгорания 1м3 сжиженного газа:
Коэффициент избытка воздуха для карбюраторного двигателя на основных режимах поддерживается равным a=096. На режиме минимальной частоты вращения a=086 и на режиме максимальной скорости движения a=096. Тогда количество горючей смеси (свежего заряда) на 1 кг топлива:
Далее непосредственный числовой расчет будет проводиться только для режимов максимальной мощности а для остальных режимов окончательные значения рассчитываемых параметров приводятся в табличной форме.
Количество горючей смеси:
Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К=05:
Общее количество продуктов сгорания 1кг топлива:
Количество горючей смеси для газового двигателя:
1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы
Давление и температура окружающей среды при работе двигателя МПа и °K.
Температура остаточных газов при степени сжатия e=85 для номинального режима принимается =1060°K.
Давление остаточных газов за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивления при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого двигателя можно принять на номинальном скоростном режиме:
Тогда величины давлений на остальных режимах работы двигателя можно подсчитать по формулам:
Поскольку впускной тракт расположен по одну сторону головки двигателя что и выпускной температура подогрева свежего заряда на номинальном скоростном режиме принимается =8°C. Тогда на остальных режимах значения рассчитываются по формуле:
Плотность заряда на впуске.
где: =287 Джкг×град - удельная газовая постоянная для воздуха.
Потери давления на впуске. В соответствии со скоростным режимом двигателя (n=5600 обмин) и при учете качественной обработки внутренних поверхностей впускных систем можно принять =28 и =95 мс.
Тогда на всех скоростных режимах рассчитывается по формуле:
При =5600 мин-1 МПа тогда
Давление в конце впуска составит:
Коэффициент остаточных газов. При определении для двигателя принимается коэффициент очистки =1 а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме =110 что вполне можно получить при настроенной впускной системе и угле запаздывания закрытия впускного клапана 60° степень сжатия e=85. При этом на низких частотах вращения возможен обратный выброс в пределах 510% т.е. =1045095
Температура в конце впуска.
Коэффициент наполнения. Значения коэффициента наполнения hv для двигателя с настроенной впускной системой определим по формуле:
Средний показатель адиабаты сжатия при =85 и рассчитанных значениях Тa определяется по графику а средний показатель политропы сжатия n1 принимается несколько меньше . При выборе n1 учитывается что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается а n1 уменьшается по сравнению с более значительно.
Давление в конце сжатия:
Температура в конце сжатия:
Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:
а) свежей смеси (воздуха):
кДж(кмоль×град) (2.16)
б) остаточных газов:
– определяется методом интерполяции.
Определим теплоемкость при n=5600 мин-1 =096 и =482°С
где: 23586 и 23712 – значения теплоемкости продуктов сгорания
при 400°С соответственно при =096 и =100.
где: 24014 и 24150 – значения теплоемкости продуктов сгорания
при 500°С соответственно при =096 и =100.
Теплоемкость продуктов сгорания при =482°С и =096
кДж(кмоль×град) (2.17)
1.6 Процесс сгорания
Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси m0 и рабочей смеси m:
Количество теплоты потерянное вследствие химической неполноты сгорания и теплота сгорания рабочей смеси:
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:
Коэффициент использования теплоты зависит от совершенства организации процессов смесеобразования и сгорания топлива. Он повышается за счет снижения потерь теплоты газов в стенки цилиндра и неплотности между поршнем и цилиндром. При увеличении скоростного режима снижается. При проведении расчетов двигателя выбирается по опытным данным в зависимости от конструктивных особенностей двигателя.
Температура в конце видимого процесса сгорания находится из следующего уравнения:
Решая данное квадратное уравнение находим температуру в конце видимого процесса сгорания :
Максимальное давление сгорания теоретическое:
Максимальное давление сгорания действительное:
Степень повышения давления:
1.7 Процессы расширения и выпуска
Средний показатель адиабаты расширения определяется по номограмме при заданном для соответствующих значений и а средний показатель политропы расширения оценивается по величине среднего показателя адиабаты. Таким образом =12518 тогда показатель политропы принимаем =1251.
Давление и температура в конце процесса расширения:
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:
1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла
Теоретическое среднее индикаторное давление:
Среднее индикаторное давление:
где: = 096 - коэффициент полноты диаграммы.
Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива:
1.9 Эффективные показатели двигателя
Среднее давление механических потерь для двигателя с числом цилиндров до шести и отношеием SD ³1
Средняя скорость поршня:
Среднее эффективное давление и механический КПД
Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:
1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя
Рабочий объем одного цилиндра:
Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S=80мм то
Окончательно принимается D=79 мм и S=80 мм.
Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям D и S.
Литровая мощность двигателя:
Часовой расход топлива:
Расчет ведется с помощью электронных таблиц Microsoft Excel для n изменяющейся в диапазоне от 1000 до 6100 обмин. Результаты расчета сведены в таблицы приложения для исходного и проектируемого двигателя соответственно.
По результатам расчета строится индикаторная диаграмма и внешняя скоростная характеристика (см. приложение).
Индикаторная диаграмма и графики внешней скоростной характеристики двигателя представлена на листе графической части проекта

спецификация1разрездвигателя.doc

Водяной насос со шкивом
Поршень и шатун в сборе
Проектируемый двигатель

2.4-Прочностной расчет.doc

2.4 Расчет на прочность основных деталей двигателя.
4.1 Поршневая группа
Наиболее напряженным элементом поршневой группы является поршень воспринимающий высокие газовые инерционные и тепловые нагрузки.
Тяжелые условия работы поршней предъявляют повышенные требования к материалам при их изготовлении. Поршни автомобильных и тракторных двигателей изготовляют в основном из алюминиевых сплавов и реже из чугуна.
Рисунок 2.6 К расчету деталей поршневой группы.
На основании данных теплового расчета расчета скоростной характеристики и динамического расчета получили:
диаметр цилиндра D = 79 мм
ход поршня S = 80 мм
максимальное давление сгорания при n=5600 обмин pzд=58 МПа
площадь поршня Fп = 5675 см2
наибольшую нормальную силу при j = 4700 Nmax = 26407 Н
массу поршневой группы mп = 0624 кг
режим максимального числа оборотов х.х. nxxmax=(105107)nN.
В соответствии с существующими аналогичными двигателями принимаем:
толщину днища поршня d =(005÷009)· D= 6 мм
высоту поршня H=(08÷12)· D = 85 мм
высоту юбки поршня hю = (06÷075)· D =575 мм
радиальная толщина кольца:
компрессионного t =(0035÷0045)· D = 34 мм
маслосъемного t =(003÷0043)· D = 31 мм
радиальный зазор кольца в канавке поршня:
компрессионного Dt=(07÷095) = 08 мм
маслосъемного Dt=(09÷11) = 1 мм
высота кольца а= (15÷4)=3 мм
внутренний диаметр поршня di=D-2(s+t+ Dt)=62 мм
толщину стенки головки поршня s =(005÷01)· D =7 мм
толщину стенки юбки поршня dю =(15÷45) =3 мм
величину верхней кольцевой перемычки hп =(003÷005)· D = 35 мм
число масляных каналов в поршне nм = 8
диаметр масляного канала dм =(03÷05)· а = 12 мм.
Материал поршня - алюминиевый сплав коэффициент линейного расширения алюминия aп = 25×10-6 1град; материал гильзы цилиндра – чугун коэффициент линейного расширения чугуна aц = 11×10-6 1град.
Напряжение изгиба в днище поршня
При отсутствии у днища ребер жесткости допустимые значения напряжений лежат в пределах:
Для поршней из алюминиевых сплавов [sиз] = 20 25 МПа
Для чугунных поршней [sиз] = 40 50 МПа
При наличии ребер жесткости допустимые напряжения возрастают:
Для алюминиевых поршней [sиз] = 50 150 МПа
Для чугунных [sиз] = 80 200 МПа
В проектируемом двигателе при расчете днища поршня на прочность получили следующее значение максимального изгибающего напряжения s = 1181 [sиз] откуда видно что днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости.
Напряжение сжатия в сечении х – х
где: Pzд = pzд×Fп=713×5675×10-4 = 0041 МН – максимальная сила
давления газов на днище поршня
dк = D – 2(t + Dt) = 0079 – 2(00031 + 0001) = 0077 м – диаметр
поршня по дну канавок
продольного диаметрального сечения масляного канала
-площадь сечения х – х.
Допустимые напряжения на сжатие для поршней из алюминиевых сплавов [sсж] = 30 40 МПа рассчитанное напряжение sсж = 256 [sсж].
Напряжение разрыва в сечении х – х:
а) максимальная угловая скорость холостого хода
б) масса головки поршня с кольцами расположенными выше сечения х – х
mx – x = 045mп = 045×0624= 0281 кг (2.112)
в) максимальная разрывающая сила
Pj = mx – x Rw2x – x(1 + l) = 0281×004×60742(1+ 02985)×10-6 = 54×10-3 кН
г) напряжение разрыва
Напряжение в верхней кольцевой перемычке:
Допустимые напряжения в верхних кольцевых перемычках с учетом значительных температурных нагрузок находится в пределах:
Для поршней из алюминиевых сплавов [sS] =30 40 МПа
Расчетное напряжение sS [sS] что удовлетворяет условию расчета на прочность поршня.
Удельное давление поршня на стенку цилиндра
Для современных автомобильных и тракторных двигателей
q1 = 033 096 МПа q2 = 022 042 МПа.
В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя размеры диаметров головки Dг и юбки Dю поршня определяют исходя из наличия необходимых зазоров Dг и Dю между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии.
Dг = D - Dг = 0085 – 000051 =008449 м (2.116)
Dю = D - Dю = 0085 – 000017 = 008483 м (2.117)
где: Dг = (0004÷0006)D = 0006×0085 = 000051 м
Dю =(0001÷0002)D = 0002×0085 = 000017 м.
Правильность установленных размеров Dг и Dю определяют по диаметральным зазорам в горячем состоянии:
Dг= D[1 + aц(tц – t0)] – Dг[1 + aп(tг – t0)] = 0085[1 +11×10-6(115 –20)]- – - 008449[1 + 25×10-6(250 – 20) = 00001 м
Dю= D[1 + aц(tц – t0)] – Dю[1 + aп(tю – t0)] = 0085[1 +11×10-6(115 -20)] - 008483 [1 + 25×10-6(130 – 20)] = 0000026 м
где: tц = 1150 С tг = 2500 С tю = 1300 С приняты с учетом водяного охлаждения двигателя.
При получении отрицательных значений Dг или Dю (натяг) поршень не пригоден к работе. В этом случае необходимо увеличить Dг или Dю и соответственно уменьшить Dг или Dю или предусмотреть разрез юбки поршня. При нормальной работе поршня Dг = (0002 00025)D и Dю = (00005 00015)D спроектированный поршень полностью удовлетворяет этим требованиям.
Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок.
В качестве материала для колец обычно используют серый или легированный чугун.
Основными конструктивными параметрами поршневых колец являются: отношение диаметра цилиндра к радиальной толщине кольца:
компрессионного Dt = 25
маслосъемного Dt = 2742;
отношение разности между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состояниях к толщине кольца А0t = (25 4): для компрессионного кольца А0 = 34×35 = 119 мм
для маслосъемного кольца А0 = 31×35 = 1085 мм;
высота кольца а = 3 мм.
Материал кольца – серый чугун Е = 10×105 МПа.
Расчет колец заключается:
В определении среднего давления кольца на стенку цилиндра которое должно обеспечить достаточную герметичность камеры сгорания и не должно резко увеличивать потери мощности двигателя на трение колец о стенки цилиндра.
Среднее давление кольца на стенку цилиндра:
компрессионное кольцо
Допустимое среднее радиальное давление:
для компрессионных колец рср=(011÷037) МПа
для маслосъемных колец рср=(02÷04) МПа.
В определении напряжений изгиба возникающих в сечении противоположном замку при надевании кольца на поршень и в рабочем состоянии.
Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:
Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:
где: m – коэффициент зависящий от способа надевания кольца.
При проверочном расчете обычно принимается m = 157. Допустимые напряжения при изгибе кольца [sиз] = 220 450 МПа.
В установлении монтажных зазоров в прямом замке поршневого кольца в холодном состоянии:
Dк = Dк +pD[aк (tк – t0) - aц (tц – t0)] = 008 +p×0085[11×10-6(250 – 20)-
-11×10-6(115 – 20)] = 008 мм
где: Dк - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя Dк = 006 010 мм;
tк = 2500С tц = 1150 С t0 = 200 С приняты с учетом водяного охлаждения двигателя.
Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок приводящих к возникновению напряжений изгиба сдвига смятия и овализации. В соответствии с указанными условиями работы к материалам применяемым для изготовления пальцев предъявляются требования высокой прочности и вязкости. Этим требованиям удовлетворяют цементированные малоуглеродистые и легированные стали.
Основные конструктивные размеры поршневых пальцев обычно принимаются по статистическим данным или по данным прототипов с последующей проверкой расчетом:
наружный диаметр пальца dп =(022028)D=0028 м;
внутренний диаметр пальца dв=(065075)dп= 002 м;
длину втулки шатуна
расстояние между торцами бобышек b =(0305)D= 0034 м.
Материал поршневого пальца – сталь 15Х Е = 2×105 МПа.
Расчет поршневого пальца включает определение удельных давлений пальца на бобышки а так же напряжений от изгиба среза и овализации.
Максимальное напряжение в пальцах карбюраторного двигателя возникают при работе на режиме максимального крутящего момента nм = 3000.
Расчетная сила действующая на палец:
Рzд = рzдFп =713×5675×10-4 = 0041 МН (2.123)
где: рzд – максимальное давление газов на режиме максимального крутящего момента приближенно принимаемое равным максимальному давлению сгорания на номинальном режиме без учета скругления диаграммы.
Рj = - mп wм2 R(1+l) = -0624×31422×004(1 + 02985) = -00032 МН
где: wм = pnм30 = 3142 радс.
Р = рzд Fп + kPj = 0041 – 081×00032 = 0041 МН
где: k – коэффициент учитывающий массу поршневого пальца (076 086).
Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:
Удельное давление пальца на бобышки
Для современных автомобильных и тракторных двигателей qш=2060 МПа qб=1550 МПа.
Напряжение изгиба в среднем сечении пальца
где: a = dвdп = 2028 = 0714 – отношение внутреннего диаметра пальца к наружному.
Для автомобильных и тракторных двигателей предельное напряжение изгиба равняется [sиз] = 100 250 МПа.
Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна
Для автомобильных и тракторных двигателей [t] = 60 250 МПа. Нижние пределы относятся к тракторным двигателям а верхние - к пальцам изготовленным из легированной стали.
Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации
Значение Ddп.max не должно быть больше 002 005 мм.
Напряжения возникающие при овализации пальца на внешней и внутренней поверхностях определяют для горизонтальной и вертикальной плоскостей по следующим формулам:
на внешней поверхности пальца в горизонтальной плоскости
в вертикальной плоскости
Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:
в горизонтальной плоскости
в вертикальной плоскости
Наибольшее напряжение овализации возникает на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости. Это напряжение не должно превышать 300 350 МПа.
4.2 Расчет шатунной группы
Конструкция шатунов применяемых в автомобильных и тракторных двигателях отличается большим разнообразием и зависит в основном от типа двигателя и расположения цилиндров. Расчетными элементами шатунной группы являются: поршневая и кривошипная головки стержень шатуна и шатунные болты. На рис. 2.7 приведена расчетная схема шатуна.
При работе двигателя шатун подвергается воздействию знакопеременных газовых и инерционных сил а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. В связи с этим материалом для изготовления шатунов служат углеродистые или легированные стали обладающие высоким сопротивлением усталости. Для изготовления шатунов двигателей с принудительным зажиганием применяют стали 40 45 45Г2. Для повышения усталостной прочности шатуны после штамповки подвергаются механической и термической обработке – полированию обдувке дробью нормализации закалке и отпуску.
Рисунок 2.7 К расчету элементов шатунной группы.
Из теплового и динамического расчетов имеем:
максимальное давление сгорания рzд = 1010 МПа;
масса поршневой группы mп = 0624 кг;
масса шатунной группы mш = 0951 кг;
максимальное число оборотов холостого хода n
ход поршня S = 80 мм;
площадь поршня Fп = 5675 см2;
Из расчета поршневой группы имеем:
наружный диаметр поршневого пальца dп = 0028 м;
длину поршневой головки шатуна
По таблице 13.1 (стр.282 [1]) принимаем:
наружный диаметр головки шатуна dг = (125 165)×dп = 0041 м;
внутренний диаметр головки d = (110 125)×dп = 0033 м;
радиальную толщину стенки головки
радиальную толщину стенки втулки
Материал шатуна – углеродистая сталь 45Г2:
Еш = 22×105 МПа aг = 1×10-5 1град.
Материал втулки – бронза:
Ев = 115×105 МПа aв = 18×10-5 1град.
По таблицам 11.2 (стр.248 [1]) и 11.4 (стр.249 [1]) для углеродистой стали 45Г2 определяем:
предел прочности sв = 800 Мпа;
предел усталости (выносливости) при изгибе s-1 = 350 МПа;
предел усталости при растяжении–сжатии s-1р = 210 Мпа;
предел текучести sт = 420 Мпа;
коэффициент приведения цикла при изгибе as = 019;
коэффициент приведения цикла при растяжении – сжатии as = 014.
При переменных нагрузках за опасное напряжение принимается предел усталости (выносливости) sr (для симметричного цикла sr = s-1; для пульсирующего цикла sr = s0 ) или предел текучести sт. Выбор соответствующего предела при расчете деталей определяется в зависимости от асимметрии цикла напряжений.
При возникновении в детали нормальных или касательных напряжений удовлетворяющих условию
расчет производится по пределу усталости ( выносливости).
При возникновении в детали напряжений удовлетворяющих условию
расчет производится по пределу текучести.
Определяем: а) при изгибе
б) при растяжении – сжатии
Расчет сечения I–I (см. рис.2):
максимальное напряжение пульсирующего цикла
где: mв.г.=006 mш=0060951=0057 кг – масса части головки выше сечения I–I;
среднее напряжение и амплитуда напряжений
где: к=12+1810-4(в-400)= 12+1810-4(800–400)=1272 – эффективный коэффициент концентрации напряжений
eм = 086 – масштабный коэффициент [1 табл.11.7];
eп = 09-коэффициент поверхностной чувствительности [1табл.11.8];
так как sак0sm0 = 496430205 = 164 > (bs-as)(1-bs) = 072
то запас прочности в сечении I–I определяется по пределу усталости:
ns = s-1р(sak0 + asm0) = 210(4964 + 014 × 30205) = 39. (2.129)
Напряжения от запрессованной втулки:
DS = D+Dt = 004 + 0029 = 0069 мм (2.130)
где:D= 004 мм – натяг посадки бронзовой втулки;
Dt = d(aв-aг)DТ = 33(18×10-5-10×10-5) × 110 = 0029 мм – температурный натяг;
DТ=110 К – средний подогрев головки и втулки;
Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой
где: m=03 – коэффициент Пуассона;
напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки
si = p(dг2+d2)(dг2-d2) = 202×(412+332)(412-332)=945 МПа.(2.132)
напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки
sa = p×2d2(dг2-d2) = 202 × 2 × 332(412-332)=743 МПа.
Расчет сечения А-А (поршневой головки) на изгиб:
максимальная сила растягивающая головку на режиме n=nN:
Pjп=-mпRw2(1+l) = -0624 × 004× 534072(1+02985) = -92445 Н (2.133)
где:w=pnN30=314 × 510030 = 53407 радс;
нормальная сила и изгибающий момент в сечении 0-0:
Nj0 = - Pjп(0572 – 00008 × jш.з.)Nj0 = - (-92445)×(0572-00008×105) = 45113 Н;
Мj0 = - Pjпrср(000033 × jш.з – 00297) Мj0 = -(-92445) × 00185 × (000033 × 105 – 00297) = 085 Н×м;
где: jш.з = 105 °– угол заделки;
rср=(dг+d)4 = (41 + 33)4 = 185мм – средний радиус головки;
нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы:
Njjш.з= Nj0 cosjш.з- 05Pjп(sinjш.з-cosjш.з) (2.134)
Njjш.з = 45113 × cos105°- 05×(-92445)(s
Мjjш.з=Mj0+Nj0rcр(1-cosjш.з)+05Pjпrcp(sinjш.з-cosjш.з)
Мjjш.з=085 + 45113 × 00185 × (1-cos105°) + 05 × (-92445) × 00185 × (s
напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы
где:К=ЕшFг(ЕшFг+ЕвFв)=22×105×216(22×105×216+115×105×135)=0754;
суммарная сила сжимающая головку
Pсж=(pzд-p0)Fп - mпRw2(cosj+lcos2j)(2.136)
Pсж=(713-01)×5675-0624×004×534072×(cos370°+02985×s
нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы:
где: Nсж0Рсж= 00005 и Мсж0Рсжrср= 00001 определены из [1 табл.13.2] а
Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы
максимальное и минимальное напряжение асимметричного цикла
среднее напряжение и амплитуды напряжения:
saк = sаks(eмeп) = 2784 × 1272(086 × 09) = 458 МПа.
Так как saкsm = 4589316 = 05 (bs - as)(1-bs) = 072 то запас прочности в сечении А-А определяется по пределу текучести:
nтs=sт(sак+sm) = 420(458 + 9316) = 302.
Расчет кривошипной головки
Точный расчет кривошипной головки весьма затруднен вследствие невозможности полного учета влияния конструктивных факторов. Приближенный расчет кривошипной головки шатуна сводится к определению напряжения изгиба в среднем сечении II-II крышки головки от инерционных сил Рjp имеющих максимальное значение в начале впуска (j=0°) при работе двигателя на режиме максимальной частоты вращения при холостом ходе.
Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеем:
радиус кривошипа R = 004 м;
По таблице 13.4 (стр.296 [1]) принимаем:
диаметр шатунной шейки dш.ш. = (056 075)×D = 0056 м;
толщину стенки вкладыша tв = (003 005)×dш.ш = 0002 м;
расстояние между шатунными болтами Сб= (13175) dш.ш=0073 м;
длину кривошипной головки
Максимальная сила инерции:
Рjp=-w2ххmaxR[(mп+mш.п)(1+l)+(mш.к-mкр)] (2.137)
Рjp =-607382 × 004[(0624 + 0257)(1+ 02985) + (0694 - 0238)] = -23610 Н
где:mкр= 0 25 ×mш = 025 × 0951 = 0238 кг.
Момент сопротивления расчетного сечения
Wиз=lк(05Сб-r1)26=28×(05×73-30)26=1972 мм3(2.138)
где: r1 =05(dш.ш+ 2tв)=05(56 + 2×2)=30 мм – внутренний радиус кривошипной головки шатуна.
Моменты инерции вкладыша и крышки:
Напряжение изгиба крышки и вкладыша:
где: Fг=lк05(сб-dшш) = 28 × 05 × (73 – 56) = 238 мм2.
Расчет стержня шатуна
Стержень шатуна рассчитывают на усталостную прочность в среднем сечении В-В от действия знакопеременных суммарных сил возникающих при работе двигателя на режимах n=nN или n=nм. Обычно расчет ведется для режима максимальной мощности. Запас прочности сечения определяется в плоскости качания шатуна и в перпендикулярной плоскости. Условием равнопрочности стержня шатуна в обеих плоскостях является nx=ny.
Из динамического расчета имеем:
максимальная сила сжатия Рсж = 29580 Н;
максимальная сила растяжения Рр = -13120 Н;
длина шатуна Lш = 134 мм.
По таблице 13.5 (стр.299 [1]) принимаем:
hш. = (12 14)× hш m
aш = (25 40) = 32 мм;
tш = (25 40) = 34 мм;
Из расчетов поршневой и кривошипной головок шатуна:d=33 мм; d1=60 мм;
Площадь и моменты инерции расчетного сечения В-В (стержня шатуна):
Fср=hшbш-(bш-aш)(hш-2tш) (2.141)
Fср =27×15-(15-32)(27-2×34)=16664 мм2;
Jx=[bшhш3-(bш-аш)(hш-2tш)3]12(2.142)
Jy=[hшbш3-(hш-2tш)(bш-аш)3]12 = [27×153-(27-2×34)(15-32)3]12=4828 мм4.
Максимальное напряжение от сжимающей силы:
в плоскости качания шатуна
smax x=КхPсжFср=1067×2958016664 = 1894 Мпа(2.143)
в плоскости перпендикулярной плоскости качания шатуна
smax y=КyPсжFср=11×2958016664=1953 МПа (2.144)
L1=Lш-(d+d1)2=134-(33+60)2=875 мм.
Минимальное напряжение от растягивающей силы
smin= PpFcp = -1312016664 = -787 МПа. (2.145)
Средние напряжения и амплитуды цикла:
saky = saykз(eмeп) = 137 × 1272(088 × 13) = 1523 МПа;
eм=088 определяется из [1 табл.11.7]; eп=13 – из [1 табл.11.8].
Так как sakxsmx= 149055535 = 27 > (bs-as)(1-bs) = 072 и
sakysmy = 1523583 = 26 > (bs-as)(1-bs) = 072 то запасы прочности в сечении В-В определяются по пределу усталости:
nsy=s-1p(saky+assmy) = 210(1523+ 014×583) = 131.
Расчет шатунных болтов
В четырехтактных двигателях болты стягивающие половинки кривошипной головки шатуна подвергаются растяжению от действия сил инерции поступательно движущихся масс поршня и шатуна и вращающихся масс расположенных над плоскостью разъема кривошипной головки.
Материал болтов – сталь 40Х. Из [3 табл. 11.211.3] определяем для стали 40Х:
пределы прочности sв=980 МПа текучести sт=800 МПа и усталости при растяжении-сжатии s-1р = 300 МПа;
коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии as=017.
bs=s-1рsт=300800=0375; (bs-as)(1-bs)=(0375-017)(1-0375)=0328.
Сила предварительной затяжки
Суммарная сила растягивающая болт:
Рб=Рпр+cРjрiб=23610+02×236102=25971 Н (2.147)
Максимальные и минимальные напряжения возникающие в болте:
где: dв=d-14t=10-14×10=86 мм.
Среднее напряжение и амплитуды цикла
sak=saks(eмeп)=203×343(1×11)=633 МПа
где: ks=1+q(aks-1)=1+081(4-1)=343;
aks=40 – определяется из [1 табл.11.6];
q=081– из [1 рис.11.2]; eм=1 – из [1 табл.11.7];
eп=11 – из [1 табл.11.8].
Так как saksm=6334268=0203(bs-as)(1-bs)=0328 то запасы прочности болта определяется по пределу текучести:
nsx = sт(sak + sm) = 800(633 + 4268) = 163.
Расчет коленвала на прочность.
Коленчатый вал имеет сложную пространственную форму. В процессе работы его элементы нагружаются также пространственными переменными во времени нагрузками. При расчете коленчатого вала на прочность в самом общем случае его пространственная схема заменяется плоской рамой с системой пространственных нагрузок переменных во времени.
Рисунок 2.8 Схема колен вала ДВС
Находят наиболее нагруженное колено и определяют запасы прочности при усталостном разрушении отдельных его элементов.
На рис.2.9 изображена схема вала основные нагрузки действующие на его элементы. Перед началом расчетов задаются размерами вала. Основные размеры вала определяются по эмпирическим зависимостям.
Рисунок 2.9 Схема нагружения одного колена вала
Основные геометрические размеры вала.
Выбор основных геометрических размеров вала осуществляется на основании опыта конструирования коленчатых валов. В таблице приведены диапазоны геометрических размеров наиболее часто встречающиеся при проектировании валов.
Таблица 2.1 – Основные геометрические размеры вала
Диаметр коренной шейки
Диаметр шатунной шейки
Длина коренной шейки
Промежуточная шейка 05 – 06
Крайняя шейка 074– 084
Длина шатунной шейки
Радиус сопряжения(галтели)
Диаметр внутренних отверстий коренных (шатунных) шеек
Расстояние между цилиндрами
Для изготовления валов применяют среднеуглеродистые стали не ниже 45 легированные стали: 20Х 40Х 28ХНГ 40ХНМ2МА с дальнейшей химико-термической обработкой.
Рисунок 2.10 Геометрические параметры коленчатого вала
С учетом данных таблицы для проверки на прочность принимаем следующие размеры коленчатого вала приведенные в таблице.
Таблица 2.2 – Размеры коленчатого вала
Промежуточная шейка 338
Силы инерции действующие на элементы вала.
Сила инерции равна произведению массы тела на расстояние от оси вращения до центра масс на квадрат угловой скорости: - общая формула для определения сил инерции. Нам неизвестна масса найдем ее.
где: - плотность материала вала (для стали =7800 )
dкш- диаметр коренной шейки (м)
dвн кш- внутренний диаметр коренной шейки (м)
Vкш- объем коренной шейки (м3).
dшш- диаметр шатунной шейки (м)
dвн шш- внутренний диаметр шатунной шейки (м)
Vшш- объем шатунной шейки (м3).
где: b – ширина щеки (м)
h – толщина щеки (м)
r – радиус кривошипа (м)
Vщ- объем щеки (м3).
Таблица 2.3 – Массы элементов коленчатого вала
Масса коренной шейки
Масса шатунной шейки
Сила инерции определяется по следующей формуле:
где: m- масса элемента
L- расстояние от оси вращения до центра масс элемента
- угловая скорость вращения коленчатого вала.
Сила инерции шатунной шейки:
где: mшш- масса шатунной шейки
r- расстояние от оси вращения до центра тяжести равно
- угловая скорость вращения.
где: mщ- масса шатунной шейки
rщ- расстояние от оси вращения до центра тяжести.
Рисунок 2.11 Параметры щеки
В нашем случае принимаем форму щеки в виде пластины имеющий две оси симметрии в данной плоскости. Таким образом центр масс такой фигуры находится в точке пересечения осей симметрии.
Сила инерции вращающейся части шатуна.
где: mш- масса вращающейся части шатуна
r- расстояние от оси вращения до центра тяжести.
Складываем все полученные силы инерции действующие на каждый элемент вала в отдельности получим общую силу инерции:
Таблица 2.4 – Силы инерции элементов валов.
Сила инерции коренной шейки
Сила инерции шатунной шейки
Сила инерции от части шатуна
Сила инерции противовеса
Таким образом в процессе работы ДВС под действием центробежных сил на подшипниках коренных шеек возникнут дополнительных реакций которые приведут к неуравновешенности ДВС. Для избежания этого необходимо избавится от реакций путем установки противовесов. Также наличие неуравновешенных сил приведет к созданию изгибающих моментов колен вала. Руководствуясь этими критериями определим место установки противовесов.
Рисунок 2.12 Схема нагружения вала силами и моментами от сил инерции
Сумма моментов относительно точки О должна быть равна «0».
- сила инерции противовеса.
Для компенсации центробежных сил инерции необходимо поставить по два противовеса на продолжение щек. Противовесы должны создавать силу направленную противоположно .
Расчет на прочность коренной шейки.
В процессе работы коренные шейки нагружаются крутящими и изгибающими моментами от сил Т и К соответственно а также крутящим моментом Мкрi образованными другими кривошипами. В частности в виду малой длины коренной шейки величина изгибающего момента также будет не значительна. В расчетах влияние силы К можно не учитывать. Характер нагрузок действующих на коренные шейки переменный. Необходимо провести расчет на выносливость который заключается в определении запасов прочности наиболее нагруженной шейки.
Рисунок 2.13 Схема нагружения при расчете коренных шеек на прочность
Определение моментов на коренных шейках вала.
Крутящий момент на коренных шейках вала образуется за счет суммарного действия моментов образуемых кривошипом каждого из цилиндров. Необходимо просуммировать с учетом фаз работы каждого из цилиндров. В данном случае задана следующая последовательность работы: 1 – 3 – 4 – 2
где: - крутящий момент на i – ом кривошипе от силы
- сила действующая на i – ом кривошипе
В создании крутящего момента на выходном валу участвуют цилиндры №1 №2 №3 №4. Моменты на выходном валу ДВС:
В создании крутящего момента на выходном валу участвуют цилиндры №2 №3 №4. Моменты на второй коренной шейке:
В создании крутящего момента на выходном валу участвуют цилиндры №3 №4. Моменты на третьей коренной шейке:
В создании крутящего момента на выходном валу участвуют цилиндры №4. Моменты на четвертой коренной шейке:
Согласно расчетам самой нагруженной является первая коренная шейка. На ней возникают наибольшие крутящие моменты.
Таблица 2.5 – Значения Мкр на коренных шейках колен вала.
Номер коренной шейки
Расчет коренной шейки на усталостную прочность.
Основной причиной разрушения коленвалов является усталостное разрушение его элементов. При расчете коренных шеек вала на прочность выбирают коренную шейку нагруженную наибольшим диапазоном крутящего момента.
Для коренной шейки №2
М2кр мах- М2кр мin=6089-(-5459)=11548 (H*m). (2.157)
Для проведения расчета на усталостную прочность определяют следующие параметры циклического нагружения:
Максимальное и минимальное напряжения цикла при кручении:
где: - полярный момент сопротивления сечения кручению (м3)
Амплитудное и среднее напряжение цикла при кручении:
Запас усталостной прочности при кручении:
где: - предел выносливости материала вала при кручении (мПа)
- коэффициент концентрации напряжений
- поверхностный фактор
- коэффициент учитывающий асимметрию цикла.
где: - предел выносливости материала при пульсирующем цикле (мПа).
В определении запаса прочности вала участвуют уже характеристики реального материала вала и его геометрические характеристики. Примем в нашем случае в качестве материала вала легированную сталь 20Х. Ее механические характеристики необходимые при расчете вала на прочность приведены в таблице.
Таблица 2.6 – Механические характеристики стали 20Х.
Предел выносливости при изгибе сим. цикл
Предел выносливости при изгибе пульс. цикл
Предел выносливости при кручении сим. цикл
Предел выносливости при кручении пульс. цикл
Геометрические размеры конструктивное выполнение элементов чистота обработанных поверхностей вала также влияют на их прочность.
При расчете на прочность коренных шеек за концентратор напряжения можно принять: сечение ослабленное смазочным каналом или резкий переход диаметров от коренной шейки к щеке. Коэффициент концентрации напряжений для:
галтели с радиусом скругления r=31 мм = 155
Масштабный фактор оказывает свое положительное влияние на усталостную прочность при уменьшении размера. Для размера коренной шейки dкш=615 мм значении масштабного фактора = 075.
Поверхностный фактор учитывает влияние состояния поверхности (микронеровности поверхности) на усталостную прочность. Для полированных деталей его значение равно = 1.
Для нормальной работы ДВС опытом проектирования установлено что значение запаса прочности при кручении для коренных шеек должно находится в пределах =(3–4). Коренные шейки с выбранными параметрами необходимой прочности удовлетворяют.
Расчет на прочность шатунных шеек.
В процессе работы шатунные шейки нагружаются крутящим моментом Мкр от силы Т изгибающим Мк от силы К и изгибающим Мт от силы Т моментами. Характер нагрузок действующих на шатунные силы переменный. Как показывает практика основной причиной разрушения шатунных шеек является усталостное разрушение. Необходимо провести расчет на выносливость который заключается в определении запасов прочности наиболее нагруженной шатунной шейки. Определяются запасы прочности от действия касательных напряжений от кручения и запас прочности от действия изгибающих моментов.
Расчет шатунных шеек на кручение.
Определение крутящего момента на шатунных шейках вала
Крутящий момент на шатунных шейках вала согласно расчетной схеме (рис. 1) образуется за счет суммарного действия момента Мiкр и реакций в левой опоре RТ.
Схема нагружения при расчете шатунных шеек на прочность при кручении
Рисунок 2.13 Схема нагружения
Крутящий момент действующий на i – ую шатунную шейку:
где - крутящий момент на i – ом кривошипе
- реакции в i – ой коренной шейке от силы Т (RT=T2).
крутящий момент действующий на 1 – ую шатунную шейку:
крутящий момент действующий на 2 – ую шатунную шейку:
крутящий момент действующий на 3 – ю шатунную шейку:
крутящий момент действующий на 4 – ую шатунную шейку:
Таблица 2.7 – Значение Мкр на шатунных шейках колен вала
Согласно расчетным данным наиболее нагруженной является шатунная шейка №1. У нее наибольший диапазон изменения крутящего момента:
М1мах кр- М1мin кр=6789–(-442)=11209(Н*м). (2.163)
Для определения расчета на усталостную прочность шатунной шейки определяют следующие параметры циклического нагружения:
где: - предел выносливости материала при пульсирующем цикле .
галтели с радиусом скругления r=31 мм = 1.55
Масштабный фактор оказывает свое положительное влияние на усталостную прочность при уменьшении размера. Для размера коренной шейки dкш=533 мм значении масштабного фактора = 085.
Для нормальной работы ДВС опытом проектирования установлено что значение общего запаса прочности для коренных шеек должно находится в пределах = (25 – 3).
Для его определения необходимо знать запас прочности по нормальным напряжениям.
Расчет шатунных шеек на изгиб.
Определение изгибающих моментов на шатунных шейках вала.
В процессе работы под действием сил (рис.2) шатунные шейки нагружаются изгибающим моментом. На рисунке представлена расчетная схема определения изгибающих моментов в шатунных шейках.
Схема нагружения одного колена вала при расчете шатунных шеек на изгиб.
Рисунок 2.14 Схема нагружения
Проекция всех сил на ось Y:
Чтобы вал был сбалансирован:
Тогда вертикальная реакция RК:
Проекция всех сил на ось Z:
Тогда горизонтальная реакция RT:
С учетом симметрии нагрузок и конструкции колена опасное сечение будет находиться в середине шатунной шейки. В этом сечении будут действовать наибольшие напряжения от изгиба.
Изгибающий момент в плоскости кривошипа МК (YX):
Изгибающий момент в плоскости кривошипа
Изгибающий момент в плоскости перпендикулярной плоскости кривошипа МТ
Реальная шатунная шейка имеет канал для подачи смазки. Результирующий момент М0 от действия МК и МТ будем определять в плоскости перпендикулярной плоскости смазочного канала рис. 3.
q - угол смазочного канала относительно оси Y (в нашем случае примем q = 1200)
Рисунок 2.14 Схема смазочного канала
Результирующий момент М0 от действия МК и МТ :
где - полярный момент сопротивления сечения кручению (м3)
- коэффициент концентрации напряжений
- масштабный фактор
где: - предел выносливости материала при пульсирующем цикле
При расчете на прочность коренных шеек за обобщенный коэффициент концентрации напряжений можно принять:
Общий запас прочности шатунной шейки.
Общий запас прочности шатунной шейки определяется по формуле:
Для нормальной работы ДВС опытом проектирования установлено что значение общего запаса прочности должно находится в пределах:
Таблица 2.7 – Запасы прочности шатунной шейки
Запас прочности при изгибе ШШ
Запас прочности при кручении ШШ
Общий запас прочности
Шатунные шейки с выбранными параметрами необходимой прочности удовлетворяют.
Расчет на прочность щек.
В процессе работы щеки нагружаются: 1) крутящим Мкр моментом от силы Т; 2) Изгибающим моментом Мк в плоскости кривошипа от силы К; 3) изгибающим МТ в плоскости перпендикулярной кривошипу от силы Т моментом а также щека испытывает;4) растяжение (сжатие) от силы К. Характер нагрузок действующих на щеки переменный. Как показывает практика основной причиной разрушения является усталостное разрушение. Опытом проектирования щек установлено для большинства ДВС наибольший вклад вносят: 1) крутящим МКР моментом от силы Т; 2) изгибающим моментом Мк в плоскости кривошипа от силы К; 3) растяжение (сжатие) от силы К. остальные нагрузки слабо влияют на прочность щеки.
Расчет щеки на кручение.
Определение крутящего момента действующего на щеку.
Крутящий момент МКР действующий на щеку согласно расчетной схеме(рис 1.) образуется за счет действия реакции в опоре RT. Согласно данной расчетной схеме величина крутящего момента зависит только от силы. Это говорит о том что все щеки работают в одинаковых условиях.
Крутящий момент действующий на щеку:
где: RТ – реакции в опоре от силы Т (RT = T 2)
Lкш – длина коренной шейки
где: полярный момент сопротивления сечения щеки кручению
где: - предел выносливости материала при пульсирующем цикле.
Для нормальной работы ДВС опытом проектирования установлено что значение общего запаса прочности для шатунных шеек должно находится в пределах = (25 – 3).
Расчет щеки на изгиб.
Определение изгибающих моментов действующих на щеку.
При расчете щеки на прочность необходимо провести расчет на выносливость который заключаются в определении запасов прочности щеки. Определяют запасы прочности от действия касательных напряжений от кручения Мкр и запас прочности по нормальным напряжениям от действия изгибающего момента МК и растягивающей силы К. расчетная схема для определения нагрузок на щеку .
Проекции всех сил на ось Y:
Учитывая что вал сбалансирован:
Тогда вертикальная реакция RK:
Изгибающий момент в плоскости кривошипа МК от силы К:
где: RК – реакция в опоре от силы К (RK = К2)
Lкш длина коренной шейки
Сила К помимо изгиба еще и растягивает щеку в направлении оси Y. Для проведения расчета на усталостную прочность шатунной шейки определяют следующие параметры циклического нагружения:
где: - экстремальные значения реакций
- момент сопротивления сечения изгибу. (м3)
F – площадь поперечного сечении щеки
где: - предел выносливости материала вала при изгибе (мПа)
Общий запас прочности щеки.
Общий запас прочности щеки определяется по следующей формуле:
Таблица 2.8 – Запасы прочности шатунной шейки
Запас прочности при изгибе Щ
Запас прочности при кручении Щ
Щека с выбранными параметрами необходимой прочности удовлетворяет.
Определив запасы прочности элементов вала можно сделать вывод: коленвал с параметрами выбранными вначале необходимой прочности удовлетворяет.
Таблица 2.9 – Запасы прочности элементов колен вала
Общий запас прочности КШ
Общий запас прочности ШШ
Общий запас прочности щеки

1 введение.doc

Автомобильный транспорт является основным потребителем жидких топлив – бензина и дизельного топлива при сгорании которых выделяются вредные для человека и окружающей среды вещества – отработавшие газы. Постоянный рост числа автомобилей приводит как к неуклонному сокращению запасов сырья для производства топлив – нефти так и к накоплению в окружающей среде вредных веществ поступающих с отработавшими газами.
Расширить сырьевую базу автомобильных топлив и одновременно уменьшить вредное воздействие на экологию можно за счет использования так называемых нетрадиционных или альтернативных топлив. Наибольшее распространение на автомобильном транспорте получили газообразные углеводородные топлива которые относятся к чистым в экологическом отношении моторным топливам. Стоимость газообразного топлива в 2-3 раза ниже стоимости бензина и дизельного топлива а запасы его сырья превосходят нефтяные. Эти факторы обусловили применение газа на автотранспорте. Во многих странах на государственном уровне приняты экологические программы по снижению вредного влияния отработавших газов автомобильного транспорта за счет использования газового топлива. Наибольших успехов в решении этих задач наряду с Россией достигли Италия Австралия Аргентина Австрия Швеция Канада Новая Зеландия США и Япония.
Для работы на газообразных топливах транспортные средства переоборудуются в газобаллонные автомобили (ГБА). На базе серийных бензиновых и дизельных автомобилей выпускают ГБА и комплекты газового оборудования для установки на них.
Но перевод автомобилей на газообразные топлива требует выполнения дополнительных работ по установке газовой системы питания включая газовые баллоны ее техническому обслуживанию и ремонту. Применение газа на автомобиле повышает требования пожарной безопасности при его эксплуатации.
В данной работе будут рассмотрены некоторые технологии направленные на снижение выбросов токсичных веществ в процессе эксплуатации автомобилей в частности технология использования природного газа в качестве моторного топлива.
В настоящее время в мире эксплуатируется более 500 миллионов автомобилей. Они потребляют приблизительно половину мировой добычи нефти и как следствие создают значительную часть вредных выбросов которым мы подвергаемся каждый день. Эта проблема приобретает все большую актуальность в крупных городах где особенно напряженное транспортное движение. В последнее время сжиженный газ все чаще упоминается как наиболее перспективное альтернативное бензину и дизельному моторное топливо не только для городских автобусов но и для пассажирских и коммерческих автомобилей. Существует множество аргументов в пользу использования сжиженного газа в качестве моторного топлива однако эта идея никогда не стояла на первом месте ни в головах производителей ни в головах потребителей автомобилей.
Однако сжиженный газ обладает значительным нераскрытым потенциалом свойств и может стать топливом будущего благодаря как своим свойствам так и изменяющимся внешним условиям - экологическим требованиям предъявляемым к автомобильному транспорту. Постоянно ухудшающаяся экологическая обстановка и ужесточающиеся законодательные экологические требования к автомобильному транспорту делают сжиженный газ все более привлекательным топливом.
Сжиженный газ - это очень чистое топливо. Он имеет потенциал в снижении выбросов как следствие высокого содержания водорода по отношению к углероду первичного составляющего метана СН4.
двигатель вырабатывает до 25 % менее СОз чем бензиновый на единицу энергии.
около 90 % выбросов углеводородов не реактивного свойства. Это позитивный вклад в дело сохранения окружающей среды.
высокое октановое число (90-110) потенциально дает возможность повысить степень сжатия и как следствие улучшить мощностные и экономические показатели двигателя. Высокое октановое число гарантирует также бездетонационную работу двигателя.
отсутствует дополнительное "мертвое" время в цепочке управления в отличие от бензиновых двигателей.
широко распространен во многих странах посредством трубопровода.
разведанные запасы нефти в России составляют около 7 % от мировых запасов тогда как запасы ПГ в пересчете на нефтяной эквивалент составляют около 60 % мировых.

2.3-Динамический расче.doc

2.3 Динамический расчет КШМ
В двигателе внутреннего сгорания на элементы его механизма действуют следующие виды нагрузок:
Давление продуктов сгорания;
Инерционные нагрузки;
Нагрузки полезного сопротивления;
Нагрузки от сил трения.
При анализе динамических процессов силы трения с учетом их малости не учитываются.
3.1 Приведение массы деталей поршневой группы
Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс.
Массу поршневой группы считают сосредоточенной на оси поршневого пальца. По данным технической документации для данного двигателя определяем массу поршневой группы в которую входят поршень в сборе с кольцами и пальцем:
3.2 Приведение масс деталей шатунной группы
Массу шатунной группы заменяют двумя массами одна из которых сосредоточена на оси поршневого пальца а другая - на оси кривошипа. Тогда масса шатуна будет равна:
где: - масса отнесённая к поршневой группе;
- масса отнесённая к кривошипу.
Массу шатуна определяем по данным технической документации для данного двигателя: кг.
Зная длину шатуна определяем длину его частей отнесённых к поршневой группе и к кривошипу:
Зная длины находим массы частей шатуна:
3.3. Приведение массы кривошипа.
Массу кривошипа заменяют двумя массами сосредоточенными на оси кривошипа и на оси коренной шейки .коренной шейки с частью щек расположенных симметрично относительно оси вращения является уравновешенной. Конструктивная масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов берется из табличных значений для соответствующего варианта исполнения коленвала (для литого чугунного вала принимается кгм2 ([15] табл. 21). Тогда
где: - площадь поршня м2.
где: м - диаметр поршня.
3.4 Эквивалентная схема КШМ
Система сосредоточенных масс динамически эквивалентная кривошипно-шатунному механизму состоит из массы сосредоточеной на оси поршневого пальца и имеющей возвратно-поступательное движение и массы сосредоточенной на оси шатунной шейки колевала и имеющей вращательное движение.
3.5 Силы и моменты действующие в КШМ
Рисунок 2.4. Силы и моменты в кривошипно-шатунном механизме
(Pj – сила инерции поступательно движущихся частей; Kr – сила инерции вращательно движущихся частей; N – сила реакции шатуна; S – сила действующая на шатун; T – сила создающая крутящий момент; K – сила сжимающая кривошип; pГ – давление в КС создаваемое продуктами сгорания; Mкр – крутящий момент; Мопр – опрокидывающий момент;
j - угол поворота кривошипа; b - угол поворота шатуна).
Силы инерции действующие в КШМ в соответствии с характером движения приведенных масс подразделяются на силы инерции поступательно движущихся масс и центробежные силы инерции вращающихся масс .
Силы инерции от возвратно-поступательно движущихся масс
где: вычисляется по формуле для оборотов номинальной мощности при обмин.
Определяем для каждого положения коленвала (через 10°) результаты заносим в таблицу (см. приложение).
Сила инерции вращающихся масс приложена к центру шатунной шейки постоянна по величине и направлена по радиусу от кривошипа.
3.7 Суммарные силы действующие в кривошипно-шатунном механизме
Суммарные силы действующие в кривошипно-шатунном механизме определяют алгебраическим сложением сил давления продуктов сгорания на поршень и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс:
Значения вычисляем используя результаты теплового расчёта (индикаторной диаграммы).
Избыточное давление продуктов сгорания определяется по формуле:
где: - атмосферное давление;
- давление продуктов сгорания на поршень.
где: - отношение полного объема цилиндра к текущему объему.
где: - длина камеры сгорания:
Значения давлений берем из теплового расчета (индикаторной диаграммы).
Определяем значения а затем по вышеприведенным формулам при изменении от 0° до 720° с шагом в 10° и результаты вычислений заносим в таблицу (см. приложение).
Сила действующая перпендикулярно оси цилиндра называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра:
где – угол отклонения оси шатуна.
Нормальная сила считается положительной если создаваемый ею момент относительно оси коленчатого вала направлен противоположно направлению вращения вала двигателя.
Сила действующая вдоль шатуна воздействует на него и далее передается кривошипу. Она считается положительной если сжимает шатун и отрицательной если его растягивает:
От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы:
- сила направленная по радиусу кривошипа:
- тангенциальная сила направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа:
Сила считается положительной если она сжимает щеки колена. Сила считается положительной если направление создаваемого ею момента совпадает с направлением вращения коленчатого вала.
Значения сил действующих в КШМ вычисляют через каждые 10° поворота кривошипа результаты полученные с помощью электронных таблиц Microsoft Excel помещены в таблицу приложения. По результатам вычислений строят графики сил и (см. приложение).
По величине определяют крутящий момент одного цилиндра
Для построения кривой суммарного крутящего момента четырехцилиндрового двигателя производят суммирование значений со сдвигом на угол поворота кривошипа °.
Значения и также приведены в таблице приложения график приведен на листе.
3.8 Вычисление среднего крутящего момента за один цикл работы двигателя
Среднее значение крутящего момента определяется по площади заключенной между кривой и горизонтальной осью координат либо вычисляется по следующей формуле с помощью электронных таблиц Microsoft Excel:
где: - площадь образованная кривой и ось координат ;
- угол поворота коленвала град.
Момент представляет собой средний индикаторный момент двигателя. Действительный эффективный крутящий момент снимаемый с вала двигателя:
где: - механический КПД двигателя на оборотах максимальной мощности.
Сравнивая данное значение с полученным в результате теплового расчета двигателя получаем погрешность вычислений.
3.9 Силы действующие на шатунную шейку коленчатого вала
Суммарная сила действующая на шатунную шейку по радиусу кривошипа:
где - центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна:
Результирующая сила действующая на шатунную шейку:
Результаты вычислений заносим в таблицу приложения. График представлен в приложении. С помощью электронных таблиц определяем среднее максимальное и минимальное значения :
3.10 Силы действующие на колено вала
Суммарная сила действующая на колено вала по радиусу кривошипа:
Результирующая сила действующая на колено вала:
Результаты вычислений заносим в таблицу приложения. График представлен в приложении.
3.11 Силы действующие на коренные шейки
Коленчатый вал рассчитываемого двигателя полноопорный с кривошипами расположенными под углом =180°. Порядок работы двигателя 1-3-4-2.
Сила действующая на первую коренную шейку: (см. табл. в приложении). График представлен в приложении.
Сила действующая на вторую коренную шейку:
где:Тк2=-0.5×(Т1+Т2сosgк(1-2) –КРк2singк(1-2))=
= -0.5×(Т1+Т2cos180°-КРк2s
Кк2=-0.5×(КРк1+Т2singк(1-2) +КРк2cosgк(1-2))=
Результаты вычислений заносим в таблицу. График представлен в приложении.
Сила действующая на третью коренную шейку:
где: Тк3=-0.5×(Т2+Т3сosgк(2-3) –КРк3singк(2-3))=
= -0.5×(Т2+Т3cos0°-КРк3s
Кк3=-0.5×(КРк2+Т3singк(2-3) +КРк3cosgк(2-3))=
С помощью электронных таблиц определяем средние максимальные и минимальные значения:
Rкш ср1=11296 Н; Rкш ma Rкш min1=5867 Н.
Rкш ср2=4745 Н; Rкш ma Rкш min2=1194 Н.
Rкш ср3=21225 Н; Rкш ma Rкш min3=7343 Н.
3.12 Уравновешивание двигателя
При работе двигателя в его конструкции возникают силы вызывающие колебательные явления как в элементах самого двигателя (внутренняя неуравновешенность) так и в системе автомобиль – двигатель (внешняя неуравновешенность).
Внешнеуравновешенным называется такой двигатель при установившемся режиме работы которого реакции на его опорах остаются постоянными по величине и направлению. Такой двигатель как сам не совершает колебаний на подвеске так и не передает колебательную энергию и не возбуждает колебаний в конструкции машины на которую он установлен.
Комплекс мероприятий по улучшению уравновешенности называется уравновешиванием двигателя.
3.13 Силовые факторы вызывающие неуравновешенность двигателя
При анализе силовых факторов возникающих в КШМ при работе двигателя уравновешиваются реакциями опор следующие из них: силы инерции первого и второго порядков центробежная сила инерции вращающихся масс а также опрокидывающий момент и вес самого двигателя. Все перечисленные факторы кроме веса двигателя изменяются во времени и могут являться причиной неуравновешенности двигателя.
Так как ни один из перечисленных выше силовых факторов не может нейтрализовать или усилить действие других в силу различия их амплитуд то для уравновешивания одноцилиндрового двигателя необходимо уравновешивать каждый из них индивидуально.
3.14 Условия уравновешенности многоцилиндровых двигателей
Для многоцилиндрового двигателя его неуравновешенность вызывается следующими силовыми факторами:
- сумма сил инерции первого порядка;
- сумма сил инерции второго порядка;
- сумма центробежных сил инерции (N – количество кривошипов коленчатого вала);
- суммарный момент сил инерции первого порядка;
- суммарный момент сил инерции второго порядка;
-суммарный момент центробежных сил.
К числу факторов вызывающих неуравновешенность многоцилиндровых двигателей следует также отнести опрокидывающий момент SМкр.
Все шесть перечисленных силовых факторов могут быть уравновешены выбором соответствующей компоновочной схемы двигателя либо установкой соответствующих механизмов в то время как практические методы уравновешивания SМкр в настоящее время еще не освоены. Вследствие этого поршневой двигатель может быть в принципе полностью уравновешен лишь по суммарным силам инерции и моментам от них. Таким образом термин «полностью уравновешенный» относится к двигателю в котором выполнены следующие условия:
3.15 Принципы уравновешивания центробежных сил инерции и моментов от них
Комплекс мероприятий направленных на выполнение условий =0 и =0 называют уравновешиванием коленчатого вала.
Если при исходной компоновочной схеме эти условия не выполняются то коленчатый вал уравновешивается установкой противовесов на продолжении его щек.
3.16 Принципы уравновешивания сил инерции масс движущихся возвратно-поступательно
Рассмотрим графический способ определения сил инерции и приведенный на рисунке.
Так сила инерции линия действия которой совпадает с осью цилиндра может быть получена непосредственно на схеме КШМ как сумма двух вращающихся в противоположные стороны с угловой частотой ±w векторов сил А1 и А2 с модулем ; причем одна из них вращается совместно с кривошипом. В соответствии с построением выполненым на рисунке 8 так как сумма проекций сил А на ось цилиндра имеет абсолютное значение .
Рисунок 2.5 Уравновешивание сил инерции масс движущихся возвратно-поступательно
Аналогично как показано на рисунке сила где В – векторы с модулем вращающиеся в противоположные стороны с удвоенной угловой частотой ±2w.
Принципиальная схема уравновешивания сил предусматривает уравновешивание вращающих сил формирующих обозначенные выше силовые факторы центробежной силой противовесов на автономных валах вращающихся синхронно с соответствующей уравновешиваемой силой с частотой w и 2w.
Центробежные силы инерции рассчитываемого двигателя и их моменты полностью уравновешаны: . Силы инерции первого порядка и их моменты также уравновешаны: .
Силы инерции второго порядка для всех цилиндров направлены в одну сторону:
Уравновешивание сил инерции второго порядка в рассчитываемом двигателе нецелесообразно ибо применение двухвальной системы с противовесами для уравновешивания значительно усложнит конструкцию двигателя.
Моменты сил инерции второго порядка в связи с зеркальным расположением цилиндров полностью уравновешаны: .
В целях разгрузки 3-й коренной шейки от местных инерционных сил целесообразно установить противовесы на продолжении щек прилегающих к ней. Расположение центра тяжести и величину массы противовесов можно определить из следующих соображений:
а) противовесы должны воздействовать на шейку силой приблизительно равной средней величине :
б) противовесы не должны увеличивать габаритов двигателя. Целесообразно принять м;
в) поскольку коленчатый вал 8-ми противовесный то отношение длин плеч будет равно
где: - расстояние между опорой коленчатого вала и поперечной
осью шатунной шейки;
– расстояние между опорами коленчатого вала.
Считая что противовесы расположенные на щеках по обе стороны шатунной шейки коленвала образуют один сосредоточенный на поперечной оси шатунной шейки вычисляют силу инерции этого противовеса:
г) масса такого сосредоточенного противовеса
Поскольку этот противовес образован двумя расположенными на разных щеках то определяют массу каждого противовеса:
Для уравновешивания центробежных сил противовесов расположенных на продолжении щек прилегающих к 3-й коренной шейке и для уменьшения нагрузки на 1-ю и 5-ю коренные шейки на продолжении щек прилегающих к 1-й и 5-й шейкам также установлены противовесы:
Перестраиваем диаграммы сил действующих на коренные шейки коленвала с учетом установленных противовесов.
Результаты вычислений заносим в таблицу. Графики представлены в приложении.

спецификация2редуктор.doc

Канал холостого хода
Корпус электромагнитного
Шток электромагнитного
Регулировочная пружина

8 реферат.doc

Ведущая организация:
Стр. илл. табл. библ. наим.
Двигатель внутреннего сгорания сжиженный газ редуктор испаритель низкого давления газовый смеситель баллон
Объект исследования – двигательная установка для легкового автомобиля.
Цель работы – проектирование двигателя внутреннего сгорания на газовом топливе.
Методика работы – анализ литературы по устройству и проектированию двигателя внутреннего сгорания исследование на математических моделях внутренних процессов в ДВС расчет нагрузок и геометрических размеров газового баллона.
Практическая ценность проекта состоит в конструкторской проработке деталей двигателя внутреннего сгорания работающего на сжиженном гае.
Структура и объем работы: введение 5 разделов заключение и список литературы из наименований изложенные на листах; приложение – альбом чертежей и плакатов на 13 листах формата А1
Проект газобаллонной установки для легкового автомобиля

7 Содержание.doc

Двигатели на газообразном топливе
1 Общие сведения о газобаллонных автомобилях
2 Виды и свойства газообразных топлив применяемых на автомобильном транспорте
3 Устройство газобаллонного оборудования
3.1 Принципиальные схемы газовых систем питания ГБА
3.2 Газодизельные системы питания
1.2 Параметры рабочего тела
1.3 Параметры окружающей среды и остаточных газов
1.6 Процесс сгорания
1.7 Процессы расширения и выпуска
1.8. Индикаторные параметры рабочего цикла
1.9 Эффективные показатели двигателя
1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя
2 Кинематический расчет двигателя
2.1 Кинематика кривошипа
2.2 Кинематика поршня
2.3 Определение перемещений поршня
2.4 Определение скоростей поршня
2.5 Определение ускорений поршня
2.6 Кинематика шатуна
2.7 Определение углового перемещения шатуна
2.8 Определение скорости шатуна
2.9 Определение ускорения шатуна
3 Динамический расчет КШМ
3.1 Приведение массы деталей поршневой группы
3.2 Приведение масс деталей шатунной группы
3.3 Приведение массы кривошипа
3.4 Эквивалентная схема КШМ
3.5 Силы и моменты действующие в КШМ
3.7 Суммарные силы действующие в КШМ
3.8 Вычисление среднего крутящего момента за цикл работы
3.9 Силы действующие на шатунную шейку коленвала
3.10 Силы действующие на колено вала
3.11 Силы действующие на коренные шейки
3.12 Уравновешивание двигателя
3.13 Силовые факторы вызывающие неуравновешенность двигателя
3.14 Условия уравновешенности многоцилиндровых двигателей
3.15 Принципы уравновешивания центробежных сил инерции и моментов от них
3.16 Принципы уравновешивания сил инерции масс движущихся возвратно-поступательно
4 Прочностной расчет двигателя
4.1 Расчет коленчатого вала
4.2 Расчет коренной шейки
4.3 Расчет шатунной шейки
4.5 Расчет поршневой группы
4.6 Расчет шатунной группы
Техника безопасности при эксплуатации техническом обслуживании ремонте и хранении ГБА
2 Требования по технике безопасности для водителей ГБА
3 Требования по технике безопасности при заправке газовым топливом
4 Требования по технике безопасности для слесаря по ремонту газобаллонной аппаратуры
5 Техника безопасности при хранении ГБА
Экономика и организации производства
2 Исходные данные для экономического расчета
3 Расчет лимитной цены
4 Годовой экономический эффект от внедрения нового двигателя
5 Рентабельность производства
6 Выводы по экономическому расчету
Расчет газового баллона
1 Расчет параметров куполов баллона
3 Расчет напряженного состояния
4 Расчет объема баллона

спецификация2разрез двигателя.doc

Шкив коленчатого вала
распределительного вала
Распределительный вал

приложение Б.doc

Приложение Б – Кинематика и динамика
Таблица Б.1 – Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма
Таблица Б.2 – Динамический расчет
φ град (такт впуска)
Продолжение Таблицы Б.2
φ град (такт сжатия)
φ град (такт расширения)
φ град (такт выпуска)

Эк-каиспр.dwg

Годовой экономический
Технико-экономические показатели
Номинальная мощность
Эффективный расход топлива
Объем выпуска изделий
Полная себестоимость
Свободная отпускная цена

индикаторная.dwg

Индикаторная диаграмма разработанного двигателя
Угол поворота кривошипа

динамика.dwg

крутящего момента М от угла поворота коленвала
Графики зависимости крутящего момента М и суммарного
силы сжимающей кривошип К от угла поворота коленвала
силы создающей крутящий момент Т и
Графики зависимости усилия создаваемого на поршне N
суммарной силы Р от угла поворота коленвала
Графики зависимости силы давления газов Р

Технологический процесс.dwg

Установка ГБО на автомобиль
Опрессовка рабочим давлением
системы на герметичность (омыливание)
Запуск двигателя на бензине
Заправка газом и регулировка
Оформление документации

попереч.разрез-дополнение.dwg

кинематика.dwg

График ускорения поршня
График скорости поршня
Кинематика двигателя
График перемешения поршня

Основные эл-ты ГБО ГСН.dwg

-дросельная заслонка; 2-смеситель; 3-воздушная заслонка; 4-дозатор газа;
-мембрана второй ступени; 6-клапан второй ступени; 7-рычаг клапана второй ступени
полость второй ступени; 9-рычаг мембраны первой ступени;
-регулировочный винт рычага первой ступени;
-входной электромагнитный клапан;
-магестральный электромагнитный клапан; 13-заправочное устройство;
-заправочный вентиль; 15-предохранительный клапан; 16-клапан обратный;
-отсечной клапан; 18-поплавок;
-магестральный вентиль; 20-баллон;
-мембрана с клапаном первой ступени; 22-каналы для охлаждающей жидкости;
-полость первой ступени; 24-винт регулировочный холостого хода;
-пружина; 26- регулировочный винт клапана второй ступени
Принципиальная схема основных элементов ГБО

газовый смесительиспр.dwg

Двиг_прод1.dwg

Монтаж баллонаиспр.dwg

Редуктор-испарительиспр.dwg

ВСХ.dwg

Монтажная схема ГБА1испр.dwg

- тройник подвода газа; 2- газовый смеситель; 3- редуктор-испаритель низкого давления; 4- отопитель салона;
- отвертие; 6- указатель уровня заправки; 7- заправочное устройство;
- корпус воздушного фильтра;
- переключатель "Газ-Бензин"; 10- электромагнитный клапан; 11- катушка зажигания; 12- бензонасос; 13- бензоклапан.