CC BY
34
Интернет-журнал «Науковедение» ISSN 2223-5167 https://naukovedenie.ru/
Том 9, №5 (2017) https ://naukovedenie. ru/vo l9-5.php
URL статьи: https://naukovedenie.ru/PDF/61TVN517.pdf
Статья опубликована 15.11.2017
Ссылка для цитирования этой статьи:
Генералова А.А., Никулин А.А. Улучшение тягово-динамических параметров автомобиля за счет модернизации силового агрегата // Интернет-журнал «НАУКОВЕДЕНИЕ» Том 9, №5 (2017) https://naukovedenie.ru/PDF/61TVN517.pdf (доступ свободный). Загл. с экрана. Яз. рус., англ.
Работа выполнена в рамках полуфинального этапа по программе «УМНИК» Фонда содействия развитию малых форм предприятий в научно-технической сфере
УДК 629.113
Генералова Александра Александровна
ФГБОУ ВО «Пензенский государственный университет», Россия, Пенза
Доцент кафедры «Транспортные машины» Кандидат технических наук E-mail: generalova_aa@mail.ru
Никулин Артём Анатольевич
ФГБОУ ВО «Пензенский государственный университет», Россия, Пенза Студент 5 курса факультета «Машиностроения и транспорта»
E-mail: deciptikon@mail.ru
Улучшение тягово-динамических параметров автомобиля за счет модернизации силового агрегата
Аннотация. В работе предлагается конструкция силового агрегата на сжатом воздухе. Разработка относится к области машиностроения и может быть использована, преимущественно, в качестве силовой установки для транспортных средств с экологически чистым выхлопом. Целью разработки является разработка конструкции пнемодвигателя автомобиля, обладающего повышенным запасом хода. Предлагаемый двигатель состоит и цилиндро - поршневой группы и газораспределительного механизма. Получена внешняя скоростная характеристика, позволяющая определить максимальную мощность, частоту вращения коленчатого вала при максимальной мощности, максимальный крутящий момент, минимальную устойчивую частоту вращения. Приведена математическая модель рабочего процесса поршневого пневмодвигателя с электронным управлением клапанами. Рассчитаны массогабаритные характеристики для предлагаемой силовой установки автомобиля. Проведён анализ на прочность в среде автоматизированного проектирования, подтверждающий работоспособность конструкций деталей сложной формы с учетом особенностей их эксплуатации. Рассмотрены прикладные аспекты решения задачи анализа статической прочности и жесткости несущих (силовых) элементов конструкции предложенного силового агрегата. В качестве метода анализа используется метод конечных элементов, а в качестве среды моделирования - SolidWorks (Simulation). 3D модели реализованы в виде деталей и сборок, максимально адаптированных к последующему конечно элементному анализу. Конечно элементная модель сформирована как комбинированная по принципу иерархии (стержни, балки, пластины, оболочки, объёмные тела), что облегчает адаптацию исходной 3D модели к последующей дискретизации. Разработаны граничные условия по перемещениям, обеспечивающие вычислительную эффективность и экономичность модели, а также адекватность получаемых результатов решения задачи анализа напряженно-деформированного состояния (НДС). В качестве внешних воздействий рассматриваются:
• нагрузка прикладывается к коленчатому валу двигателя;
• нагрузка прикладывается к картеру двигателя;
• нагрузка прикладывается к шатуну.
Результаты анализа НДС деталей двигателя представлены в наглядной форме, пригодной для оценки статической прочности и жесткости конструкции в виде карт эквивалентных напряжений по Мизесу и анимированного деформированного состояния. Полученные результаты позволяют оценить проектное решение и сделать выводы о его эффективности с точки зрения рациональности выбранной конструктивной схемы. В качестве критериев рациональности рассматривается выполнение условий прочности по напряжениям, отсутствие явно выраженных нелокальных концентраторов напряжений и «мертвых зон».
Ключевые слова: автомобиль; силовой агрегат; пневмодвигатель; альтернативный источник энергии; электромагнитный клапан; сжатый воздух; эффективные показатели; динамика механизма движения
В настоящее время наибольшее распространение на транспорте в качестве силовых установок получил двигатель внутреннего сгорания. При работе данного типа двигателя образуются токсичные вещества, которые загрязняют атмосферу. В этой связи разработка силового агрегата с альтернативными источниками энергии является актуальной задачей.
Пневматические двигатели как приводы различных машин и механизмов широко применяются во многих отраслях промышленности, что объясняется их конструктивными и эксплуатационными особенностями, делающими их в ряде случаев незаменимыми. Такие двигатели применяются во взрывоопасном производстве в случаях, когда возможны поражения работающих электрическим током, что имеет место в горнодобывающей и химической промышленности, в судостроении, в производстве ручного механизированного инструмента, в машиностроении и на транспорте, автомобильных системах управления, в строительстве и других отраслях народного хозяйства страны. Пневматические двигатели, особенно малой мощности, обладают небольшой относительной массой (приходящейся на единицу мощности), они не боятся перегрузок, просты в конструкции, надежны в эксплуатации и дешевы в изготовлении. В качестве источника энергии для пневматических двигателей используется сжатый воздух с избыточным давлением 4...6 кг/см2. Наибольшее распространение получили пневматические двигатели сравнительно малой мощности (до 2 кВт), применяемые главным образом как приводы ручных механизированных инструментов, широко используемых в автомобильном хозяйстве, а также средств механизации и автоматизации производственных процессов. Расчет и анализ работы устройств этой группы производятся обычно комплексными методами теории механизмов, термодинамики и газовой динамики. В настоящее время серийно изготавливаются в основном пневмо-двигатели следующих типов: шестеренные, поршневые, ротационные и турбинные. Каждый из этих типов двигателей в соответствии с их характеристиками имеет определенную область применения [1].
В данной работе предлагается разработка конструкции пнемодвигателя автомобиля, обладающего повышенным запасом хода. Технический результат, достигаемый предлагаемой конструкцией, заключается в реализации следующих технических решений:
• использование электромагнитных клапанов в пневмо-поршневом двигателе;
• система подачи воздуха с увеличенным радиусом патрубков.
Для достижения указанного технического результата предлагается следующая конструкция силовой установки (рис. 1).
1 - двигатель, 2 - выпускной пневмоклапан, 3 - впускной пневмоклапан, 4 - магистраль низкого давления, 5 - регулятор давления, 6 - магистраль высокого давления, 7 - баллоны
Рисунок 1. Силовая установка (разработано авторами)
Конструкция двигателя 1 (фиг. 2-3), состоит из шатуна 8, поршня 9, коленчатого вала 10, цилиндров 11, маховика 12. К кузову автомобиля двигатель крепится при помощи креплений 13, к коробке передач крепится при помощи креплений 14 посредством болтового соединения.
Особенностями конструкции пневматического двигателя является то, что для его работы не требуется жидкостная система охлаждения, так как сжатый воздух нагревает детали двигателя в меньшей степени, по сравнению с традиционными силовыми установками, использующими энергию сгорающего топлива. Отвод теплоты осуществляется через рёбра, находящиеся на поверхности цилиндров 11. Применение воздушной системы охлаждения в предлагаемом двигателе приводит к удешевлению конструкции и простоте её обслуживания, также она имеет малые размеры, что позволяет уменьшить объём подкапотного пространства.
8 - шатун, 9 - поршень, 10 - коленчатый вал, 11 - цилиндры, 12 - маховик, 13 - крепления к коробке передач, 14 - крепления к кузову автомобиля, 15 - датчик положения коленчатого вала, 16 - подшипник
Рисунок 2. Конструктивные элементы двигателя (разработано авторами)
2 - выпускные клапаны, 3 - впускные клапаны, 4 - магистраль подачи воздуха, 10 - коленчатый вал, 11 - цилиндр, 12 - маховик, 14 - крепления двигателя к раме, 15 - подшипник
Рисунок 3. Общий вид двигателя (разработано авторами)
Так как при работе пневматического двигателя не возникают значительные тепловые нагрузки и тепловые расширения деталей двигателя, то в его конструкции могут использоваться детали меньшей массы по сравнению с двигателями, использующими энергию от сгорания топлива. Возможно применение деталей шатунно-поршневой группы, кривошипно - шатунного механизма, блока цилиндров из пластмасс, керамических материалов, что значительно улучшает свойства и массу пневматических двигателей. Тепловые значения зазоров в данных двигателях изменяются в значительно меньших размерах, что позволяет использовать детали со значительно большей точностью изготовления.
Для управления потоком воздуха, изменения направления движения рабочего тела в современных поршневых пневмодвигателях используются золотники, приводимые во вращение от коленчатого вала. Система принудительного золотникового воздухораспределения обладает рядом существенных недостатков, связанных со сложностью её изготовления, обслуживания, низкой надёжностью, повышенными затратами на трение, резким падением КПД на режимах, отличающихся от номинальных.
Для интенсификации производимых работ, внедрение и использование высокопроизводительного пневмооборудования дальнейшее повышение давления сжатого воздуха на входе поршневого пневмодвигателя считается приоритетным направлением.
Одним из путей перевода поршневых пневмодвигетелей на повышенное давление сжатого воздуха на входе и повышение эффективности их работы, как показывают экспериментальные исследования, выполненные в Пензенском государственном университете, является замена принудительного золотникового воздухораспределения на электромагнитные клапаны 2 и 3, так как электронное управление клапанами позволяет более точно управлять фазами газораспределения. В результате такой замены ожидается: обеспечение эффективного функционирования с повышенным КПД при работе поршневого пневмодвигателя на нерасчётных режимах; снижение потерь на трение; увеличение частоты вращения коленчатого
вала; уменьшение утечек рабочей среды. Повышение герметичности позволяет увеличить давление на впуске [2, 3, 4].
Устройство работает следующим образом: сжатый воздух из баллонов 7 через магистраль высокого давления 6 попадает в регулятор давления 5. В зависимости от уровня нажатия на педаль подачи воздуха, регулятор создает требуемое давление. Через открытый впускной клапан 3, воздух попадает в цилиндр 11, где расширяясь, толкает поршень 9 вниз, тем самым приводя во вращение коленчатый вал 10. В момент, когда поршень 8 доходит до нижней мертвой точки, срабатывает датчик положения коленчатого вала 15, впускной клапан 3 закрывается и открывается выпускной 2. Под действием инерции, накопленной в маховике 12 и второго цилиндра 11 (работающего в противофазе с рассматриваемым) поршень 8 поднимается в верхнюю мертвую точку, и цикл повторяется.
Коренные шейки коленчатого вала 12 вращаются в подшипниках качения 16. Трение качения меньше зависит, от смазки, что особенно актуально в двигателе, где смазка деталей осуществляется без использования масляного насоса.
Открытие и закрытие клапанов 2 и 3 механизма газораспределения осуществляется с помощью соленоидов пневматического клапана 2, что позволяет отказаться от механизма привода газораспределения и распределительных валов. Большой радиус изгиба патрубков впускного клапана 3 позволяет избежать завихрения воздуха и снизить потери на впуске (рис. 4). Это позволяет повысить запас хода автомобиля.
Рисунок 4. Эпюра турбулентности воздуха в патрубках (разработано авторами)
При установке электронного блока управления на данную систему газораспределения, можно достичь изменения фаз газораспределения в зависимости от режимов работы двигателя.
В предлагаемом двигателе 1 используется упрощённая система смазки. Смазка деталей кривошипно-шатунного механизма осуществляется путём частичного погружения коленчатого вала 12 в масляную ванну картера двигателя 1 и его разбрызгивания по частям цилиндро-поршневой группы. Этим обуславливается предельная простота конструкции системы смазки двигателя, простота его обслуживания и эксплуатации.
Предлагаемый двигатель не склонен к возгоранию, так как при его работе не используется углеводородное топливо, которое является пожароопасным. Также в данном типе двигателя фактически отсутствует электрооборудование, что намного увеличивает его
пожаробезопасность. Утечка воздуха из системы питания также не грозит воспламенением и загрязняющим воздействием на окружающую среду, что является ещё одним неоспоримым плюсом двигателя.
При работе двигателя практически отсутствует шум, что благотворно сказывается на акустическом комфорте водителя и пассажиров, находящихся в салоне.
Сжатый воздух, находящийся в баллонах имеет значительно меньшую массу по сравнению с жидким топливом, находящимся в баках. Благодаря этому условию становится возможным дополнительно уменьшить массу автомобиля. Сами баллоны имеют сравнительно небольшой габаритные размеры, что позволяет использовать их под днищем автомобиля или под сиденьями, тем самым, не занимая полезный объём салона авто.
Баллоны могут быть перезаряжены сжатым воздухом быстрее, и выдерживают большее количество циклов зарядки-разрядки, чем аккумуляторные батареи. По этому показателю транспортные средства на сжатом воздухе сравнимы с транспортом на жидком топливе.
По результатам произведенных расчетов и статистических данных, по сравнению с бензиновыми и дизельными ДВС, у предлагаемого двигателя выбросы СО в атмосферу снижены на 70 %, стоимость обслуживания ниже на 30 %.
Автомобиль с предлагаемым двигателем обладает преимуществами также перед электромобилями. Большей частью стоимости этих автомобилей являются аккумуляторные батареи. Чаще всего они очень громоздки, занимают много места и составляют около половины массы самого автомобиля. В автомобиле с пневматическим двигателем, баллоны со сжатым воздухом располагаются под днищем. Благодаря способности воздуха сжиматься, создав высокое давление, возможно закачать большое количество, даже при небольших размерах баллонов. При этом масса до заправки воздухом и после, меняется незначительно. Срок службы баллонов высокого давления значительно выше, чем аккумуляторов. Стоимость замены, либо обслуживания в разы ниже.
Электрооборудование для автомобиля, работающего на сжатом воздухе, необходимо лишь для привода газораспределительного механизма, работы внешних осветительных и вспомогательных приборов.
В пневматическом двигателе газы, запускаемые в двигатель и совершающие полезную работу в нём, являются полностью идентичными по химическому составу и не загрязняют окружающую среду. Так как воздух, используемый в баллонах безвреден для здоровья человека, то это позволяет использовать его для вентиляции салона при внутреннем заборе воздуха, что особенно актуально в условиях городских пробок, где перед вашим автомобилем находится автомобиль, выпускающий выхлопные газы, которыми вам приходится дышать.
Пневмодвигатели работают на воздухе относительно невысокой температуры, и поэтому могут быть изготовлены из менее прочных и более лёгких материалов, таких как алюминий, пластик, тефлон, обладающие хорошими фрикционными свойствами.
Выбор опытных параметров является важнейшим разделом теплового расчета, поскольку только грамотное решение этой задачи приводит к хорошему совпадению расчетных и реальных параметров проектируемого двигателя [2].
Кинематический анализ
1. Расчет потери давления на впуске в двигателе
О?2 + евп) ■ ^В2П ■ рк ■ 10-6 ДРа =-^-, (1)
где: + евп) = 2,7 и ^вп = 90 м/с - приняты в соответствии со скоростным режимом и с качественной обработкой внутренних поверхностей впускных систем.
2,7 ■ 902 ■ 1,189 ■ 10-6 Лра =---= 0,009 МПа.
Определение давления в конце впуска:
Ра = Рк - ДРа; (2)
ра = 2 - 0,009 = 1,991 МПа.
2. Определение объема двигателя
Определяем основные параметры и показатели двигателя:
• диаметр цилиндра Б = 90 мм;
• ход поршня 5 = 90 мм.
^Л = 2--:—тттг—; (3)
4 • 106
3,14 • 90 • 90 • 1
=-Г"тг^-= 1,144 л.
л 4 • 106
Расчет площади поршня:
п
F„ = -
4
Fn = -—; (4)
3,14 • 902
Fn =---= 78 см2.
п 4
Определение средней скорости поршня:
S • п
(5)
3•104'
_ 90-2100 _ м
Кп ср. = 3 • 104 = 6,3 7.
3. Расчёт сил давления воздуха
Определение избыточного давление над поршнем:
Дрг(^) = Рг(^) - Ро. (6)
Определение силы давления воздуха на поршень:
РгОр) = АРг. (7)
Интернет-журнал «НАУКОВЕДЕНИЕ» Том 9, №5 (сентябрь - октябрь 2017)
https://naukovedenie.ru publishing@naukovedenie.ru
4. Определение масс частей кривошипно-шатунного механизма
По характеру движения массы деталей кривошипно-шатунного механизма можно разделить на движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна), совершающие вращательное движение (коленчатый вали нижняя головка шатуна) и совершающие сложное плоскопараллельное движение (стержень шатуна).
Масса поршня (для поршня из алюминиевого сплава) шп = 1,654 кг.
Масса шатуна шш = 1,909 кг.
Масса неуравновешенных частей одного коленчатого вала без противовесов (для стального коленчатого вала) ш^ = 1,909 кг.
Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:
Шш.п. = 0,275 • Шш; (8)
шшп. = 0,275 • 1,654 = 0,525 кг.
Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:
= 0,725 • Шш; (9)
шшк. = 0,725 • 1,654 = 1,384 кг.
Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:
Шу = Шп + Шш.п.; (10)
Шу = 1,654 + 0,525 = 2,179 кг.
Массы, совершающие вращательное движение:
тйг = тк + 2тш.к.; (11)
= 1,909 + 1,384 = 3,292 кг.
5. Расчёт сил, действующих на двигатель
Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяют алгебраическим сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательных движущихся масс. При проведении динамического расчета целесообразно пользоваться не полными, а удельными силами, отнесенными к единице площади поршня. Силы инерции возвратно-поступательных движущихся масс определяют по кривой ускорений.
Ри
N Ри 5
г Р1
Л К 7 $ I Л5
Рисунок 5. Схема сил (разработано авторами)
Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс:
-Дю) • т, • 10-6
ЗД) = ^ /-. (12)
Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна одного цилиндра
^ш = -тш.к. • Я • 10-6 • (13)
ш
= -1,384 • 0,045 • 1572 • 10-3 = -1,536 кН
Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа:
КЕк = -ш^ • Я • 10-6 • (14)
ЛТКк = -1,909 • 0,045 • 1572 • 10-3 = -2,119 кН.
Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа и части шатуна:
^ = • Я • 10-6 • (15)
= -3,292 • 0,045 • 1572 • 10-3 = -3,655 кН.
Расчёт суммарных сил.
Определение силы, сосредоточенной на оси поршневого пальца:
Р(<р) = Рг(<р)+Ру(<р). (16)
Определение нормальной силы:
ОД = Р(<р)^08(<р)). (17)
Расчёт силы, действующей вдоль оси шатуна:
1
^^'созшт (18)
Сила, действующая вдоль кривошипа от суммарной силы поступательно движущихся частей КШМ:
соз(^)) ^ (19)
Тангенциальная сила:
= Р(<р)--. . • ¿П (20)
соз(^(^))
Крутящий момент от одного цилиндра
Мкрц(ф) = Г(<р) • Р. (21)
Средний крутящий момент двигателя:
Ме 33,8
Мкр ср ^ —е ^ = 38,503 Н • м. (22)
крср. 0,878 v 7
3<Н> 900 1.3*10 1.7*10 2.1*10" 2Ы0Г г.ЗяЮ3 З.ЗкЮ3 3.7*10" 4.1*10 4.5*10"
Рисунок 6. Внешняя скоростная характеристика (разработано авторами)
Внешняя скоростная характеристика позволяет определить максимальную мощность, частоту вращения коленчатого вала при максимальной мощности, максимальный крутящий момент, минимальную устойчивую частоту вращения. Эти показатели влияют на приёмистость двигателя, динамику и ускорение автомобиля. В нашем случае двигатель обладает достаточной мощностью во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала. Максимальный крутящий момент достигается при частоте 2100 об/мин.
6. Расчет шатунной группы
В разрабатываемом двигателе применяются шатуны следующей конструкции. Расчетными элементами шатунной группы являются поршневая и кривошипная головка, стержень шатуна и шатунные болты.
Рисунок 7. Расчетная схема шатунной группы (разработано авторами)
При работе шатун подвергается воздействию знакопеременных газовых и инерционных сил, а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. Поэтому шатуны изготавливают из марганцовистых хромоникелевых сталей с содержанием углерода от 0,3 до 0,45 %.
Расчет поршневой головки шатуна:
1
аг = 1- 10-5-;
К
Для стали 40Х:
• предел прочности ав = 980 МПа. Пределы усталости:
• при изгибе а-1 = 350 МПа;
• при растяжении - сжатии с-1р = 300 МПа;
• предел текучести аТ = 800 МПа; Коэффициенты приведения цикла:
• при изгибе:
аа = 0,21; а-1
&т=—; (23)
ОТ
- О = (0,438 - 0,2) (1-&) (1-0,438)
при растяжении - сжатии:
= 0,422.
От 300
^ЙСТ0,3;
(&-1 - а^-1) = (0,3 - 0,2) (1-&-1) (1-0,3)
Расчет сечения I - I:
а^-1 = 0,17;
&7-1=—^ (24)
= 0,186.
• максимальное напряжение пульсирующего цикла: масса части головки выше сечения I - I:
шв г = 0,06 • шш; (25)
шв г = 0,06 • 1,909 = 0,153 кг.
(Шп + Шв.г) • ^хх.тах • ^ • (1 + Я)
1в.г) ^хх.тах
2 • I • Ъ
шг
_ (1,654 + 0,153) • 992 • 45 • (1 + 0,275) • 10-3 аа* = 2 • 27 • 6,3
среднее напряжение и амплитуда цикла:
= 3,016 МПа.
°тах
<?то = —; (26)
3,016
от0 = —-— = 1,508 МПа;
^0 = ^; (27)
3,016
= = 1,508 МПа; ^0=^, (28) где: ^ = 1,2 + 1,8 • 10-4 • (ав - 400);
^ = 1,29 - эффективный коэффициент концентрациинапряжений; £м = 0,83 - масштабный коэффициент;
£п = 1,2 - коэффициент поверхностной чувствительности (обдувка дробью).
3,858 • 1,29 = „„„ „ „ = 4,997 МПа; а*0 0,83 • 1,2
а^о 1,953 (^1-^1)
так как-= ^^ = 1,295 > ——--—г— = 0,186,
ато 1,508 , (1 -^^х) , ,
то запас прочности в сечении I - I определяется по пределу усталости:
п ____
(°а&0 + • ат0)
240
= (1,953 + 0,17 • 1,508) = 108,634. Напряжение от запрессованной втулки: суммарный натяг
Д,- = й • (ав - аг) • ДГ, (30)
где: ДГ = 110 К - средняя температура подогрева головки и втулки.
= 34,65 • (1.8 • 10-5 - 1 • 10-5) • 110 = 0,107 мм - температурный натяг
Ах = Д + Дг, (31)
где: Д = 0,04 мм - натяг посадки бронзовой втулки;
Дх = 0,04 + 0,107 = 0,147 мм. Среднее напряжение и амплитуда напряжений:
^тах + ®тт
2
97,314 + 75,336 2
(32)
= 86,325 МПа; (33)
2
97,314 - 75,336 2
= 10,989 МПа; (34)
"т =
"а =
= ;
^п • ^м
10,989 1,29 ^а^ = „о ^„о = 14,232 МПа; 1,2 • 0,83
14,232
так как-= ——ттттт: = 0,165 < —-—— = 0,4,
ат 86,325 (1-&)
то запас прочности в сечении А - А определяется по пределу усталости:
° + О ' 800
= 7,956.
(35)
а 12,232 + 86,325
Расчет кривошипной головки шатуна принимаем следующие числовые значения параметров:
диаметр шатунной шейки = 53 мм; толщина стенки вкладыша = 2,26 мм; расстояние между шатунными болтами Сд = 68,9 мм; длина кривошипной головки шатуна /к = 45 мм; масса крышки шкр = 0,477 кг. Максимальная сила инерции, направленная на изгиб крышки нижней головки шатуна:
РУр = -Я • 10-3 • (^2хтах) • [(Шп + Шш.пЗ • (1 + Я) + (шШ1. - Шкр)];
РУр = -45 • 10-3 • 992 • [(1,654 + 0,525) • (1 + 0,264) + (1,384 - 0,477)] =
= 0,00641 МН.
Внутренний радиус нижней головки:
Г1 = 0,5 • (^шш + 2 • Гв); (36)
г1 = 0,5 • (53 + 2 • 2,226) = 28,726 мм.
Момент сопротивления расчетного сечения крышки без учета ребер жесткости:
ж„ = 'к-10"9-(°:5-С°-г1)2; (37)
6
45 • (0,5 • 68,9 - 28,726) п „
Жиз =------ = 2,457 • 10-7м3.
6
Моменты инерции вкладыша и крышки:
/в = *к • ^в3; (38)
/в = 45 • 2,2263 = 4,963 • 10-10м4;
/ = ^к • (0,5 • Сд - Г1)3; (39)
/ = 45 • (0,5 • 68,9 - 28,726) = 8,439 • 10-9 м4.
Суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении:
¿г = /к • 0,5(Сб - ¿шш); (40)
Рг = 45 • 0,5 • (68,9 - 53) = 3,578 • 10-4м2.
Напряжение изгиба крышки нижней головки и вкладыша подшипника:
[аиз] = 100 ... 300 МПа
0,023 • СВ • 10-3 0,4
о = - Р-
"из
(1 • ^из
+
. w я.
(41)
]■
Расчет стержня шатуна:
^сж.ст ^г + ^у; (42)
Рсж = 0,105 МН - Давление сжатого воздуха на впускной клапан; /р = -0,021МН - Давление в конце такта впуска. Размеры стержня шатуна:
ширина стержня - Лш = 34 мм; толщина стержня - Ьш = 18 мм; ширина проточки - аш = 6 мм; глубина проточки - = 6мм; диаметр шатунной шейки - = 57,452 мм. Материал шатуна - сталь 40Х.
Минимальное напряжение от растягивающей силы:
^Р
Рср-10-6'
(43)
-0,003085
Отшп = о,. а = -9,038 МПа. " 341 • 10-6 '
Средние напряжения и амплитуды цикла:
_ ^тах.х + ®тт _ т.х = ^ ;
25,8 - 9,038
-= 8,385 МПа;
2
30,005 • 1,29 1,3 • 0,78
(44)
аак.у = л п ^ ™ = 21,298 МПа;
22,164 ^ - а^
так как-=-— = 2,643 > —--—г— = 0,186,
ат.х 8,385 (1 - 0,1)
то запасы прочности в сечении B - B определяется по пределу усталости:
01р
1 "-ср "т.х;
240
= 10,174;
22,164 - 0,17 • 8,385
=
01р
п, -
СТ.у ~ f . Ч '
V^afc.y + ^ор ' ^т.уу
240
21,298 — 0,17 • 7,704
пс.у = ^ ^^—^ „ ^ ^ = 10,616.
Вывод: при выбранных размерах нижней и верхней головок шатуна, размерах сечения стержня шатуна, шатунных болтов напряжения, возникающие от силы давления газов и сил инерции, при работе двигателя не превышают допустимых значений.
7. Расчет коленчатого вала
На основании данных динамического расчёта имеем: коленчатый вал с симметричными коленами и с противовесами, расположенными только на концах вала; центробежная сила инерции вращающихся масс Кг = -9,658 кН; радиус кривошипа R = 45 мм.
Для однорядного дизеля принимаются следующие соотношения:
l/D = 1,25.. .1,30; dm.m./D = 0,64.0,75; lm.m./D = 0,64.0,75.
С учётом анализа существующих двигателей, а также анализа эмпирических соотношений, принимаем следующие основные размеры колена вала: коренная шейка -наружный диаметр dK,m, = 34,65 мм, длина 1кш. = 28,8 мм; шатунная шейка - наружный диаметр drn.rn. = 52,6 мм, длина 1ш.ш. = 45 мм; расчетное сечение А-А щеки - ширина b = 17,55 мм, толщина h = 33 мм. Материал вала - углеродистая сталь 50Г.
По таблицам справочных данных определяем:
• пределы прочности Ов = 800 МПа и текучести (условные) от = 370 МПа и Тт = 250 МПа;
• пределы усталости (выносливости) при изгибе о-i = 360 МПа,
• растяжении - сжатии о-1р = 270 МПа и кручении т-i = 198 МПа;
• коэффициенты приведения цикла при изгибе ао = 0,18 и кручении ах = 0,08.
Определяем коэффициенты:
• при изгибе:
а-1 360
= = ™ = 0,97;
ог 370
& — ^ 0,97 — 0,18 -=-= 26,33.
1 — 1 — 0,97
при кручении:
& = = ^ = 0,79
т-1 _ 198
т7 = 250 — ат _ 0,79 — 0,08 1— = 1 — 0,79
= 3,38.
Рисунок 8. Расчетная схема коленчатого вала (разработано авторами)
Величина удельного давления на рабочую поверхность шейки определяет условия работы подшипника и срок его службы. При работе подшипников стремятся не допускать выдавливания масляного слоя, разрушения антифрикционного материала и ускоренного износа шеек вала [4, 5].
Расчёт шеек ведётся от действия средних и максимальных результирующих всех сил, нагружающих шейки. Максимальные (Яш.ш.мах и Як.ш.мах) и средние (Яш.ш.ср и Якшср.) значения определяют из развёрнутых диаграмм (см. динамический расчёт).
Среднее и максимальное удельное давление на шатунную шейку:
Rm.rn.cp 18622 • 10-6
кш.ш.ср д •59 • 58 4 • 10-6 5,4 МПа;
72460 •Ю-6
ш.ш. ш.ш 'ш.ш.тах
1 _ Ш.Ш.111С1Л ___ 01ЛЛГГ
кш.штах - д тр - 59 • 584т 10-б - 21МПа;
ш.ш. ш.ш.
где: Рш.ш.ср = 18622 Н и Рш.ш.тах = 72460 Н - соответственно средняя и максимальная нагрузки на шатунную шейку;
/ш.ш. — ¿ш.ш. — 2ггал — 64,4 — 6 — 58,4 мм - рабочая ширина шатунного вкладыша; ггал -радиус галтели принят равным 3 мм.
Среднее и максимальное удельное давление на коренную шейку:
йкшср 32844 • 10-6 "к ш сР = 5КЩ1К; — 64,4 • 35,4 • 10-6 — 14,4 МПа;
_ Як.ш.тах _ 76833 • 10-6 _ ^К штаХ — 4.ш. • /К.ш. — 64,4 • 35,4 • 10-6 — 33,7 МПа;
где: Рк.ш.ср = 32844 Н и Рк.ш.тах = 76833 Н - соответственно средняя и максимальная нагрузки на коренную шейку;
/к.ш. — 1КЖ. — 2ггал — 41,4 — 6 — 35,4 мм - рабочая ширина коренного вкладыша; ггал -радиус галтели принят равным 3 мм.
8. Расчёт коренной шейки
Коренные шейки рассчитываются только на кручение. Максимальные и минимальные значения скручивающих моментов определяют с помощью составления таблиц набегающих
моментов, последовательно подходящих к отдельным коренным шейкам. Для составления таблиц используют данные динамического расчёта.
Порядок определения набегающих моментов показан на рисунке 9.
Набегающие моменты и крутящие моменты отдельных цилиндров алгебраически суммируют с учётом порядка работы двигателя, начиная от первого цилиндра.
Рисунок 9. Схема определения набегающих моментов на коренные шейки коленчатого вала (разработано авторами)
Момент сопротивления коренной шейки кручению:
я^3 3,14 • 64,43 • 10-9 А „
Жткш = „ Кш = ---= 52,4 • 10-6м3
. 16 16
Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла для наиболее нагруженной 3-й коренной шейки, на которую воздействуют крутящий момент, имеющий наибольший размах:
Тжах = = = 20,9 МПа;
тах ^Тк.ш. 52,4 • 10-6
тт;„ = = 750 ^ 10-6 = -14,3 МПа.
Жтк ш. 52,4 • 10-6
Среднее напряжение и амплитуды напряжений:
^ = ^тах+^т^п = 20,9 - 14,3 = 3,3 МПа;
Та = Ттах - ХтЫ = 20,9 + 14,3 = 17,6 МПа; а 2 2
та^т 17,6 • 1,45 так = —— = 34,3 МПа,
ак £мт^пт 0,62 • 1,2 ' '
где: = 0,6 • [1 + — 1)] = 1,45 - коэффициент концентрации напряжений,
определённый по справочным данным [6, 7]; q = 0,71 - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений, принятый по справочным данным;
= 3 - теоретический коэффициент концентрации напряжений, определённый по справочным данным с учётом наличия в шейке масляного отверстия; £Мт = 0,6 - масштабный коэффициент, определённый по справочным данным; £цт = 1,3 - коэффициент поверхностной чувствительности, определённый по справочным данным с учётом закалки шеек токами высокой частоты на глубину 2.3 мм.
Так как,
Интернет-журнал «НАУКОВЕДЕНИЕ» Том 9, №5 (сентябрь - октябрь 2017)
https://naukovedenie.ru publishing@naukovedenie.ru
^^ 34,3 (^т .
— — • 10,39 >^7 — 3,38, тт 3,3 1 рт
то запас прочности коренной шейки определяют по пределу усталости:
т-1 198
пт —-—-— 5,72.
т так + аттт 34,33 + 0,08 • 3,3
Полученный запас прочности соответствует требуемым значениям (п = 3...5), даже немного превышает.
9. Расчёт шатунной шейки
Шатунные шейки рассчитывают на кручение и изгиб. Скручивание шатунной шейки происходит под действием набегающего момента Мш.шл, а изгиб - под действием изгибающих моментов в плоскости кривошипа Мх и в перпендикулярной плоскости Мт. Так как максимальные значения скручивающего и изгибающих моментов не совпадают по времени, запасы прочности шейки от кручения и изгиба определяют независимо друг от друга, а затем их суммируют, определяя общий запас прочности [4, 5].
Момент сопротивления кручению шатунной шейки:
^Тш.ш. — ^ш.ш. — ^593 • 10-9 — 40,3 • 10-6 м3.
Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла для наиболее нагруженной 3-й шатунной шейки:
Мшштах 1100 •Ю-6 Ттах — ^^^ГТ — 27,29 МПа;
^Тш.ш. 40,3 • 10-6
_ М™^ —740 • 10-6 — —18,36 МПа.
^ш.ш. 40,3 • 10-6 Среднее напряжение и амплитуды напряжений:
— ттах + ттЫ — 27,29 — 18,36 — 4,465 МПа. т 2 2
27,29 + 18,36 тах — — 22,825 МПа;
22 та-&Т _ 22,825 • 1,45 ^мт^пт 0,65 • 0,87
— 50,7 МПа.
где: к = 1,452 и £т = 0,87 - определены при расчёте коренной шейки, £мт = 0,65 -масштабный коэффициент, определённый по справочным данным при ёш.ш = 59 мм.
Так как,
та, / тт — 11,354 > — 3,38,
1 — Рт
то запас прочности шатунной шейки от касательных напряжений определяется по пределу усталости:
^ак
Интернет-журнал «НАУКОВЕДЕНИЕ» Том 9, №5 (сентябрь - октябрь 2017)
https://naukovedenie.ru publishing@naukovedenie.ru
198
— 3,88.
т ^ + аттт 50,7 + 0,08 • 4,465 Полученный запас прочности соответствует требуемым значениям (п = 3.5).
т
1
10. Расчёт щеки
Максимальное и минимальное напряжения, скручивающие щёку:
Мк.щ.жах — • 0,5 • (1к.ш. + Л) — 3890 • 0,5 • (41,4 + 24,8) • 10-3 — 128 Н • м; Мк.щ.жт = • 0,5-(1к.ш. + Л) = -18207 • 0,5 • (41,4 + 24,8) 10-3 = -602 Нм.
Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла щеки:
128 • 10-6 —1,7 МПа;
Жтщ 75,82 • 10-6
Мк.щ.тт —602 • 10-6
"тщ
где: Жтщ = £ЬЛ2 = 0,294 10424,8^ 10-9 = 75,82 • 10-6 - момент сопротивления щеки, м3;
Жтщ 75,82 • 10-6
— —7,94 МПа,
Ь 104
д — 0,294 — определен по данным при — — —— — 4,19.
Л 24,8
Среднее напряжение и амплитуда напряжения: т + т . 1 7 — 7 94
22
^тт 1,7 + 7,94
22
— — 3,12 МПа; — 4,82 МПа;
та • 4,82 • 0,75
— —-- — „„ — 9,06 МПа,
£мт • Тпт 0,57 • 0,7
где: — 0,6 • [1 + ц • (а^ — 1)] — 0,6 • [1 + 0,6 • (1,4 — 1)] — 0,75 - коэффициент концентрации напряжений; q = 0,60 - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений определенный по графику при ав — 800 МПа и ак0. — 1,4 -теоретический коэффициент концентрации напряжений, определенный по таблице при ггал/Л — 4/26 — 0,15.
Запас прочности щеки от касательных напряжений определяют по пределу усталости (при тт<°).
т-1 198
пт —-—-— 6,33.
т так + аттт 31,5 + 0,08 • (—3,12)
'тах
^тт —
Анализ напряжённо-деформированного состояния конструкции двигателя
В процессе сборки узла из некоторого количества деталей, необходимо учесть целесообразность производства данной конструкции. Во-первых, требуется проверить адекватность полученных результатов. Во-вторых, работоспособность данной конструкции (расчеты на прочность, надёжность, износ). В-третьих, важнейшими показателями являются технологичность и экономические показатели. Экономические затраты на закупку материалов и изготовление должны быть минимально возможными.
Важным фактором при создании модели является четкое соответствие расчетной схеме устройства. Запрещено использовать одни стандартные изделия вместо других. Из-за этого существенно снижается прочность и надежность узла. В случае использования одной детали вместо другой, необходимо этот выбор подкрепить расчетами и выводами, например, замена объемного элемента оболочкой.
Одной из важнейших процедур является формирование сетки напряжений. Сложные узлы могут включать в себя до 50 отдельных деталей. Чтобы в этом случае оценить действующие напряжения необходимо анализировать весь узел и вычислить сумму всех действующих напряжений. Формирующаяся сетка оценивает геометрию конструкции и определяет области формирования напряжений. По-другому эту операцию называют -Мешинг.
Экономическая оптимальность Мешинговой сетки может быть осуществлена путем концентрации напряжений и с помощью использования стандартных изделий с минимальными напряжениями и деформациями - балки, оболочки, пластины.
Процесс определения напряженного состояния в узле или детали по правилу метода конечных элементов сводится:
1. К решению системы уравнений различными методами (Матричный, Гаусса).
2. Обратному ходу, который состоит в определении деформаций и напряжений по найденным значениям из системы линейных уравнений.
3. Преобразование управляющей траектории.
Особое предпочтение следует отдавать системам уравнений. Они в отличие от матриц имеют высокий порядок, а структура матрицы не позволяет это сделать. С помощью систем уравнений существует множество методов решения задач.
Для задач рассматриваемого класса наиболее эффективными являются итерационные методы (опция решателя FFEPlus). Кроме того, система позволяет наблюдать за тем, как сходится итерационный процесс в специальном окне.
Самое точное представление о напряженном состоянии дает эпюра перемещений и напряжений. Она построена на основе полной модели конструкции. Для рассматриваемого класса задач необходимо выбрать соответствующие напряжения по Мизесу. Для пластичных материалов, таких как стали и чугуны, в качестве критериев прочности наиболее правильно использовать эти напряжения.
С помощью программных компонентов SolidWorks был произведен расчет на прочность основных наиболее нагруженных узлов двигателя.
Для расчета на прочность коленчатого вала применялся материал сталь 45Х ГОСТ 4543 - 71. В качестве шарнирных опор для закрепления были использованы коренные шейки, в местах крепления подшипников скольжения. В качестве нагрузки выступал крутящий момент, который в свою очередь был приложен к шатунным шейкам. После расчета получена эпюра статической деформации, по которой можно сделать вывод: наибольшие нормальные напряжения не превышают допустимых [6, 7].
Рисунок 7. Исследование на прочность коленчатого вала (разработано авторами)
Для расчета на прочность картера двигателя применялся материал серый нелегированный чугун СЧ24-44 ГОСТ 1412-85. В качестве опор для закрепления были использованы коренные опоры, в местах крепления подшипников скольжения. В качестве нагрузки выступала сила, которая, в свою очередь, была приложена к местам крепления цилиндров. После расчета получена эпюра статической деформации, по которой можно сделать вывод: наибольшие нормальные напряжения не превышают допустимых.
Поскольку концентраторы напряжений в рассматриваемой задаче носят локальный характер и расположены, как правило, во внутренних областях тонкостенных элементов, для наглядного отображения концентраторов целесообразно перестроить эту эпюру по заниженному максимуму напряжений в легенде.
Рисунок 8. Исследование на прочность картера двигателя (разработано авторами)
На рисунке 8 отчётливо видны области основных концентраторов. В этом случае в «красную зону» эпюры попадают области с напряжениями по Мизесу, большими 60 МПа.
Среди элементов конструкции с точки зрения НДС представляют интерес, в частности, элементы крепления шатуна с крышкой по средствам болтового соединения (рис. 9).
Рисунок 9. Исследование на прочность шатуна (разработано авторами)
Для расчета на прочность шатуна применялся материал Сталь 40 ГОСТ 1050-88. В качестве шарнирных опор для закрепления были использованы коренные шейки, в местах крепления подшипников скольжения. В качестве нагрузки выступала сила, которая в свою очередь был приложен к месту крепления поршневого пальца. После расчета получена эпюра статической деформации, по которой можно сделать вывод: наибольшие нормальные напряжения не превышают допустимых.
Предлагаемая силовая установка может использоваться на автомобилях малого и особо малого класса, автомобилях курьерской доставки и прокатных автомобилях, где автономные пробеги тоже не столь велики. Предлагаемую конструкцию можно использовать в транспортных средствах для работы в шахтах для транспортировки грузов или складских помещениях, то есть в условиях требований повышенной пожаробезопасности, т. к. обеспечение безопасности работ, проводимых в пожаро-взрывоопасных производствах химической, газовой и горной отраслей промышленностей, достигается использованием силового пневмопривода (вместо электрического), не допускающего искрообразование.
В целом, предлагаемая силовая пневмоустановка с электромагнитными клапанами не уступает зарубежным и отечественным образцам с принудительным воздухораспределением. При давлениях порядка 2,5 МПа удельный расход пневмодвигателя с электромагнитным управлением может быть снижен на 28 %.
Важным фактором, обеспечивающим ускорение внедрения конструкций пневмодвигателей нового типа, а также снижение их себестоимости и материалоёмкости, является использование имеющихся унифицированных единиц и создание на их основе типоразмерных рядов новых конструкций. Это обстоятельство позволяет считать целесообразным применение унифицированных компрессорных баз для разработки пневмодвигателей нового типа. Использование серийно выпускаемых унифицированных компрессорных баз будет способствовать сокращению сроков и затрат на проектирование и изготовление.
Выводы
Анализ полученных результатов позволяет сделать следующие выводы:
1. Впервые предложена и реализована система подачи воздуха при помощи электромагнитного управления, позволяющая исключить из конструкции двигателя распределительный вал, и повысить запас хода автомобиля.
2. Определены массогабаритные характеристики для силовой установки автомобилей малого и особо малого класса.
3. Массогабаритные параметры основных деталей двигателя не вызывают избыточных моментов. Расчетные силы инерции не превышают допустимых значений и не могут вызвать разрушение или износ рабочих частей.
4. Напряжённое состояние конструктивных элементов двигателя в статической постановке удовлетворяет условиям прочности. Максимальное напряжение по Мизесу не превосходит величины условного предела текучести.
5. Концентрация напряжений проявляется на небольших участках, в местах скруглений, фасок и переходных сечений. Это полностью исключает появления изгибов детали, создающие опасность потери работоспособности всех конструкции.
6. Максимальные значения напряжений в деталях и узлах двигателя, в пределах указанных точек изменяются пропорционально друг другу. Из этого следует, что конструкция двигателя оптимальна.
7. Проведенный анализ пневмо-поршневого двигателя на сжатом воздухе показал зоны максимальных и минимальных деформаций, перемещений и напряжений. Анализ результатов доказал работоспособность деталей и соответствие предъявляемым требованиям.
8. Экспертиза на патентную чистоту показала, что данная конструкция обладает патентной чистотой как изобретение в отношении России, США, Германии, Франции, Японии, Индии, Китая. Подана заявка на изобретение.
Все иллюстрации в данной работе являются авторскими и представляют собой копии экрана (скриншоты), полученные в процессе проектирования и анализа конструкции в программных комплексах Ма^Саё, и Компас.
Авторы выражают благодарность Открытому акционерному обществу «Пензадизельмаш» (Пензенский дизельный завод) за помощь при проведении данного исследования.
ЛИТЕРАТУРА
1. Автомобили / А. В. Богатырёв, Ю. К. Есеновский - Лашков, М. Л. Насоновский, В. А. Чернышев. Под ред. А. В. Богатырёва. - М.: КолосС, 2004. - 496 с.
2. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. пособие для вузов / А. И. Колчин, В. П. Демидов - 3-е изд. перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 2002. - 496 с.
3. Автомобильные двигатели: учебник для студ. высш. учеб. заведений / [М. Г. Шатров, К. А. Морозов, И. В. Алексеев и др.]; под ред. М. Г. Шатрова. - 2-е изд., испр. - М.: Издательский центр «Академия», 2011. - 464 с.
4. Калекин, В. С. Экспериментальное исследование поршневого пневмодвигателя с самодействующими клапанами / В. С. Калекин, Д. В. Калекин, А.П. Загородников // Химическое и нефтегазовое машиностроение. - 2008. - № 11. - С. 26-29.
5. Борисенко К. С. Пневматические двигатели горных машин / К. С. Борисенко. -М.: Углетехиздат, 1958 - 204 с.
6. Чугунов М. В., Кечемайкин В. Н., Панин М. В., Полунина И. Н., Махров Г. А. Анализ статической прочности и жесткости несущих элементов конструкции электромобиля BravoEgo // Интернет-журнал «НАУКОВЕДЕНИЕ» Том 8, №3 (2016) http://naukovedenie.ru/PDF/134TVN316.pdf (доступ свободный). Загл. с экрана. Яз. рус., англ.
7. Алямовский А. А. Solid Works 2007/2008. Компьютерное моделирование в инженерной практике / А. А. Алямовский, А. А. Собачкин, Е. В. Одинцов, Ф. И. Харитонович, Н. Б. Пономарев, - Спб.: БХВ-Петербург, 2011. - 1040 с.: ил. + DVD - (Мастер).
Generalova Aleksandra Aleksandrovna
Penza state university, Russia, Penza E-mail: generalova_aa@mail.ru
Nikulin Artem Anatolyevich
Penza state university, Russia, Penza E-mail: deciptikon@mail.ru
Improved traction-dynamic parameters of the vehicle due to the modernization of the power unit
Abstract. This paper proposes the design of the power pack with compressed air. Development relates to mechanical engineering and can be used mainly as power plants for vehicles with clean exhaust. The aim of development is the design of the pneumatic car engine with high power reserve. The proposed engine consists of cylinder - piston group and gas distribution mechanism. Received external high-speed characteristics allow to determine the maximum power, the engine speed at maximum power, maximum torque, minimum sustainable the frequency of rotation. The mathematical model of the working process of the piston pneumatic engine with electronically controlled of valves. The weight and size characteristics for the proposed power plant of the car are calculated. The analysis for durability in the environment of computer-aided design demonstrate the efficiency of the structures of complex-shaped parts with the features of their operation. Applied aspects of the problem analysis of the static strength and stiffness of load-bearing (strength) elements of the proposed design of the power unit are considered. As a method of analysis finite element method is used, and as the environment modeling - SolidWorks (Simulation). 3D models are implemented in the form of parts and assemblies are best adapted to the subsequent finite-element analysis. Finite-element model is formed as a combined principle of hierarchy (rods, beams, plates, shells, three-dimensional body) that facilitates the adaptation of the original 3D model for subsequent sampling. The boundary conditions for displacements that ensure the computational efficiency and economy of the model are developed, as well as the adequacy of the results obtained for solving the stress-strain state analysis problem. As external impacts are considered:
• the load is applied to the crankshaft of the engine;
• the load is applied to the engine crankcase;
• the load is applied to the connecting rod.
The results of the analysis of stress-strain state of parts of the engine are presented in graphic form suitable for the estimation of the static strength and stiffness of structures as maps of the equivalent von Mises stress and deformed state of the animated. The results of the analysis of stressstrain state of parts of the engine are presented in graphic form suitable for the estimation of the static strength and stiffness of structures as maps of the equivalent von Mises stress and the animated deformed state. The received results allow to estimate the design decision and draw conclusions about its efficiency from the point of view of rationality of the chosen constructive scheme. As criteria of rationality is considered the fulfillment of the conditions of strength stresses, the absence of explicit non-local stress concentrators and "dead zones".
Keywords: car; power pack; pneumatic motor; an alternative source of energy; solenoid valve; compressed air; effective indicators; the dynamics of the motion mechanism
