Модернизация газораспределительного механизма двигателя ЗМЗ-406

Состав чертежей

1. Анализ существующих конструкций (ф.А1)
2. Патентный обзор (ф.А1)
3. Поперечный разрез двигателя (ф.А1)
4. Результаты теплового расчета ДВС (ф.А1)
5. Функциональная схема управления (ф.А1)
6. Сборочный чертеж (ф.А1)
7. Деталировка конструкции 1 (ф.А1)
8. Рабочий чертеж деталей (ф.А1)
9. Безопасность проекта (ф.А1)
10. Показатели экономической эффективности проекта (ф.А1)

Описание

Цель дипломной работы заключается в повышении технического уровня двигателя ЗМЗ-406 путём совершенствования механизма газораспределения. ЗМЗ-406 — линейка рядных 4-цилиндровых 16-клапанных бензиновых автомобильных двигателей внутреннего сгорания. В связи с целью поставлены следующие основные задачи:

1. Проанализировать существующие конструкции механизмов газораспределения,
2. Провести модернизацию существующего двигателя с применением электромагнитного управления клапанами.
3. Технико – экономическое обоснование модернизации двигателя,
4. Разработать мероприятия по обеспечению безопасности жизнедеятельности.

Выполнена модернизация механизма газораспределения двигателя ЗМЗ – 406, которая включает в себя замену серийного механического привода газораспределения на электромагнитный привод клапанов.

Проведен анализ существующих механизмов газораспределения, выявлены их положительные и отрицательные стороны. Определены наметившиеся в современном машиностроении тенденции развития механизмов газораспределения. Рассмотрены существующие изобретения в области электрических механизмов газораспределения. Рассмотрены конструкции механических и электрических приводов клапанов.

Проведены расчёты двигателя и его деталей, построена развёрнутая индикаторная и силовая диаграммы. Разработан электромагнитный привод клапанов на двигатель ЗМЗ-406. Проведён тепловой расчёт двигателя и его деталей. В дипломной работе разработаны безопасные условия труда при эксплуатации и обслуживании. Рассмотрены правовые, нормативно-технические и организационные основы обеспечения безопасности жизнедеятельности. Разработаны мероприятия по безопасным условиям труда при эксплуатации и обслуживании двигателей. Рассмотрена и обоснована экономическая эффективность применения данной конструкции.

Отрывок из дипломной работы:

Тепловой расчёт двигателя производится с помощью компьютерной программы SYNG.

Исходные данные:

• Давление окружающей среды  p₀ ,                            0.1013  МПа
• Температура окружающей среды  T₀ ,             293.   К
• Степень сжатия  ε ,                                            9.50
• Радиус кривошипа/длина шатуна  λ_к·              0.2540
• Давление остаточных газов  p_г                         0.1100  МПа
• Температура остаточных газов  Т_г ,                          1100.   К
• Коэффициент наполнения  η_v         ,                          0.8000
• Подогрев заряда         ΔT ,                                        8.00  К
• Показатель политропы сжатия  n₁ ,                           1.38
• Показатель политропы расширения  n₂ ,                  1.28
• Давление наддува                                             0.1013  МПа
• Показатель политропы сжатия в компр.                   1.0000
• Понижение температуры в ОНВ                      0  К
• Внешнее смесеобразование:
• Дoля участвующего топлива                                     1.0000
• Низшая теплота сгорания топлива                            42.000  МДж/кг
• Массовая доля углерода  в топливе                          0.3750
• Массовая доля углерода  в топливе                          0.1250
• Массовая доля кислорода в топливе               0.5000
• Молекулярная масса топлива                                    32.00   кг/кмоль
• Скрытая теплота парообразования                           0   кДж/кг
• Теплоемкость паров топлива                                     0           кД ж/(кг·град)
• Теплоемкость воздуха                                      1.0000   кДж/(кг·град К)
• Внутреннее смесеобразование:
• Низшая теплота сгорания топлива         H_u ,             44.000  МДж/кг
• Массовая доля углерода  в топливе       ,                  0.8600
• Массовая доля водорода  в топливе       ,                  0.1300
• Массовая доля кислорода в топливе,              0.0100
• Коэффициент избытка воздуха α,                    0.9500
• Угол опережения воспламенения ,                            20.000   град ПКВ
• Коэффициент эффективности сгорания,           0.7278
• Коэффициент тепловыделения,                        0.7800
• Продолжительность процесса сгорания,                  40.0   град ПКВ
• Показатель характера сгорания,                      3.0000
• Результаты:
• Понижение температуры от испарения топлива0  К
• Коэффициент остаточных газов η_v ,                  0.0425
• Удельная работа процесса сжатия                            – 0.2815  МДж/кг
• Мол. масса РТ в начале сгорания                    28.996   кг/кмоль
• Мол. масса РТ в конце сгорания                      28.775   кг/кмоль
  Макс, знач. действ. коэфф. молек. изм. ξ                  1.0776
• Макс, знач. коэфф. изменения массы               1.0705
• Теорет. необх. кол-во воздуха                         14.322   кг
• Приведенная низшая теплота сгорания           44.000  МДж/кг
• Общая уд. использ. теплота сгорания             2.2572  МДж/кг
• Удельная работа процесса сгорания               0.1518  МДж/кг
• Удельная работа процесса расширения          1.2340  МДж /кг
• Удельная индикаторная работа цикла             1.1042  МДж /кг
• Индикаторное давление цикла p_i ,                   1.1093  МПа
• Индикаторный КПД цикла η_i ,                         0.3560
• Индикаторный удельный расход топлива       g_i ,    229.8   г/кВт ч
• Процесс сгорания:
• ALFA – угол поворота коленвала           град. ПКВ
• Р – давление                                              МПа
• Т – температура                                       К
• V – удельный объем                                 м³/кг
• φ – угол от момента начала сгорания     град ПКВ
  X – доля выгоревшего топлива
• ΔХ – скорость сгорания                           1/град ПКВ
• ΔР – скорость нарастания давления        МПа/град ПКВ
  К – отношение теплоемкостей (с_p/с_v)

Таблица 1  – Результаты расчёта процесса сгорания

ALFA	Р	Т	V	φ	X	ΔХ	ΔР	К
340.0	1,31	706.0	0.155	0.0	0.000	0.000	0.043	1.368
342.5	1,42	722.0	0.146	2.5	0.000	0.000	0.043	1.365
345.0	1,54	740.0	0.138	5.0	0.002	0.001	0.047	1.363
347.5	1,68	772.0	0.132	7.5	0.009	0.005	0.058	1.358
350.0	1,89	834.0	0.126	10.0	0.027	0.011	0.085	1.350
352.5	2,22	942.0	0.122	12.5	0.064	0.020	0.130	1.338
355.0	2,70	1111.0	0.118	15.0	0.128	0.032	0.191	1.322
357.5	3,33	1343.0	0.116	17.5	0.224	0.045	0.255	1.306
360.0	4,09	1624.0	0.114	20.0	0.351	0.056	0.303	1.291
362.5	4,88	1925.0	0.114	22.5	0.499	0.062	0.314	1.277
365.0	5,56	2205.0	0.114	25.0	0.651	0.059	0.276	1.265
367.5	6,04	2430.0	0.116	27.5	0.786	0.048	0.192	1.256
370.0	6,25	2580.0	0.119	30.0	0.888	0.033	0.084	1.250
372.5	6,21	2657.0	0.124	32.5	0.951	0.018	-0.018	1.246
375.0	5,98	2677.0	0.129	35.0	0.983	0.008	-0.092	1.244
377.5	5,64	2662.0	0.136	37.5	0.995	0.003	-0.134	1.244
380.0	5,27	2631.0	0.144	40.0	0.999	0.001	-0.151	1.244

Процессы сжатия и расширения:

ALFA – угол поворота коленвала град. ПКВ

Р – давление                                    МПа

Т – температура                              К

V – удельный объем                       м³/кг

Таблица 2 – Результаты расчёта процессов сжатия и расширения

Процесс сжатия				Процесс расширения
ALFA	Р	Т	V	ALFA	P	T	V
180.0	0,086	334.0	1.113	380.0	5,266	2631.0	0.144
190.0	0,087	334.0	1.107	390.0	3,794	2449.0	0.187
200.0	0,089	336.0	1.090	400.0	2,708	2275.0	0.243
210.0	0,092	340.0	1.062	410.0	1,976	2123.0	0.310
220.0	0,097	344.0	1.022	420.0	1,492	1997.0	0.387
230.0	0,104	351.0	0.972	430.0	1,168	1893.0	0.468
240.0	0,113	360.0	0.912	440.0	0,946	1807.0	0.552
250.0	0,126	371.0	0.842	450.0	0,792	1738.0	0.634
260.0	0,145	385.0	0.764	460.0	0,681	1682.0	0.713
270.0	0,170	402.0	0.679	470.0	0,601	1637.0	0.786
280.0	0,206	424.0	0.591	480.0	0,543	1601.0	0.852
290.0	0,259	452.0	0.501	490.0	0,500	1572.0	0.908
300.0	0,337	486.0	0.414	500.0	0,469	1550.0	0.955
310.0	0,456	528.0	0.332	510.0	0,447	1534.0	0.992
320.0	0,640	580.0	0.260	520.0	0,432	1523.0	1.018
330.0	0,921	641.0	0.200	530.0	0,424	1516.0	1.034
340.0	1,312	706.0	0.155	540.0	0,421	1514.0	1.039

Расчёты процессов впуска и выпуска не производятся, а принимаем давление постоянным.

Давление процесса впуска             p = 0,075 МПа,

Давление процесса выпуска           p = 0,060 МПа
3.2.2  Расчёт показателей двигателя

Расчёт производится для номинального режима работы двигателя. Индикаторные показатели ( p_i , η_i , g_i ) берутся из теплового расчёта.

p_i =1,1093 МПа,

η_i = 0,356,

g_i = 251 г/(кВт·ч)

Рассчитываем эффективные показатели.

Определяем среднее давление механических потерь, МПа:

p_мп = 0,024 + 0,0053 v_п.ср ,                                                                   (1)

где  0,024  и  0,0053  – эмпирические коэффициенты;

v_п.ср  средняя скорость поршня м/с,

v_п.ср = S·n/30 ,                                                            (2)

где S – ход поршня, S = 0,086 м;

n – номинальная частота вращения коленвала, n = 5200 об/мин;

v_п.ср = 0,086·5200/30=14,9 м/с.

p_мп = 0,024 + 0,0053· 14,9 = 0,103 МПа.

Среднее эффективное давление, МПа:

p_e = p_i – p_мп ,                                                                (3)

p_e = 1,109 – 0,103 = 1,006 МПа,

Механический КПД двигателя:

η_м = p_e /p_i ,                                                          (4)

η_м =1,006 /1,109 = 0,907.

Эффективный КПД:

η_е =η_i /η_м ,                                                           (5)

η_е =0,356 /0,907 = 0,323.

Эффективный удельный расход топлива г/(кВт·ч):

где H_u – низшая теплота сгорания топлива, H_u = 44 МДж/кг

g_e =3600/(44·0,32)=253,3 г/(кВт·ч),

Эффективная мощность, кВт:

где V_h – рабочий объём цилиндра, V_h = 0,575 л,

i – число цилиндров, i = 4,

τ – тактность двигателя, τ = 4,

N_e =1,006·0,575·4·5200/(30·4) = 100,29 кВт.

Часовой расход топлива кг/ч:

G_т  = N_e · g_e /1000 ,                                                       (8)

G_т  = 100,29 · 253,35/1000 = 25,41 кг/ч.

Эффективный крутящий момент:

М_е = 9550·N_e /n_н                                                 (9)

М_е = 9550·100,29/5200 = 184,19 Н·м.

Литровая мощность:

N_л = N_e /(V_h·i),                                                     (10)

N_л = 100,29 /(0,575·4) = 43,61 кВт/л.

Удельная масса:

m_уд = G_дв / N_e ,                                                    (11)

где G_дв – масса незаправленного двигателя, G_дв = 180 кг,

m_уд = 180 / 100,29 = 1,795 кг/кВт .

3.1.3 Расчёт сил действующих в КШМ двигателя

Основными силами, действующими в кривошипно-шатунном механизме, являются силы давления газов, силы инерции масс, движущихся возвратно-поступательно и силы инерции вращающихся масс.

Силы давления газов на площадь поршня заменяют одной силой,    действующей по оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца. Сила считается положительной, если направлена к оси коленчатого вала. Её определяют на основании теплового расчёта.

Сила давления на поршень , Н

P_Г = (p – p_к.г.) · F_п · 10⁶ ,                                                       (12)

Где p – давление газов в цилиндре (из теплового расчёта),
p_к.г. – давление картерных газов, МПа (принимаем p_к.г. = 0,1 МПа),
F_п – площадь поршня, м²,

F_п  = π·D²/4         ,                                                                (13)

где D – диаметр поршня, D = 0,092 м,
F_п  = 3,14·0,092²/4 = 6,648·10^{-3 м2}
Сила инерции масс, движущихся возвратно-поступательно,  считается приложенной к оси поршневого пальца и определяется по зависимости, Н

P_j = –m_j ·R·ω²·А ,                                       (14)

где m_j – масса, динамически эквивалентная массе деталей, совершающих возвратно-поступательное движение, кг

m_j =m_пк + 0,275m_ш ,                                           (15) 

где m_пк – масса поршневого комплекта, m_пк = 0,632 кг,

m_ш –масса шатуна, m_ш =0,790 кг,

m_j =0,632 + 0,275·0,790=0,849 кг ,

R – радиус кривошипа, м R= S/2

R= 0,086/2=0.043 м,

ω – угловая частота вращения коленвала, рад/с ω =π·n/30

ω =3,14·5200/30 = 544,5 рад/с,

А = cosφ+λ_к·cos2φ       

         Суммарная сила, действующая на поршень по оси цилиндра, считается приложенной к оси поршневого пальца и определяется алгебраическим сложением силы давления газов и силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс

P_сум = P_Г + P_j ,                                          (16)

Рассчитанные данные сводим  в таблицу 3

Таблица 3 – Давление и силы  В КШМ двигателя

Такт	φ, °ПКВ	p, МПа	PГ ,Н	А	Pj ,Н	Pсум ,Н
1	2	3	4	5	6	7
Впуск	0	0,075	-166,2	1,254	-13 572,8	-13 739,0
	30	0,075	-166,2	0,993	-10 748,3	-10 914,5
	60	0,075	-166,2	0,373	-4 037,6	-4 203,8
	90	0,075	-166,2	-0,254	2 748,7	2 582,5
	120	0,075	-166,2	-0,627	6 786,1	6 619,9
	150	0,075	-166,2	-0,739	7 998,9	7 832,7
Сжатие	180	0,086	-93,1	-0,746	8 074,4	7 981,3
	210	0,092	-53,2	-0,739	7 999,0	7 945,8
	240	0,113	86,4	-0,627	6 787,0	6 873,4
	270	0,17	465,4	-0,254	2 750,7	3 216,1
	300	0,337	1 575,6	0,373	-4 035,0	-2 459,4
	310	0,456	2 366,7	0,598	-6 477,7	-4 111,0
	320	0,64	3 589,9	0,810	-8 766,7	-5 176,8
	330	0,921	5 458,0	0,993	-10 746,4	-5 288,4
	340	1,312	8 057,4	1,134	-12 275,6	-4 218,2
	350	1,89	11 899,9	1,223	-13 241,9	-1 342,0
	360	4,09	26 525,5	1,254	-13 572,8	12 952,7
Расширение	370	6,25	40 885,2	1,224	-13 243,3	27 641,9
	380	5,27	34 370,2	1,134	-12 278,3	22 091,9
	390	3,794	24 557,7	0,993	-10 750,2	13 807,6
	420	1,492	9 254,0	0,373	-4 040,3	5 213,8
Продолжение таблицы 3
	450	0,792	4 600,4	-0,254	2 746,7	7 347,1
	480	0,543	2 945,1	-0,627	6 785,3	9 730,3
	510	0,447	2 306,9	-0,739	7 998,7	10 305,6
Выпуск	540	0,421	2 134,0	-0,746	8 074,4	10 208,4
	600	0,110	66,5	-0,627	7 999,1	8 065,6
	630	0,110	66,5	-0,254	6 787,8	6 854,3
	660	0,110	66,5	0,373	2 752,7	2 819,2
	690	0,110	66,5	0,993	-4 032,4	-3 965,9
	720	0,110	66,5	1,254	-10 744,5	-10 678,0

На основании полученных данных построим диаграмму сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме двигателя.

3.2 Расчёт основных деталей привода

3.2.1 Расчет клапанной пружины

Пружина клапана должна обеспечивать при всех скоростных режимах двигателя: 1) уменьшение  усилия  требуемого электромагниту для открытия (закрытия) клапана 2) положение клапана в промежуточном положении при отключенном состоянии.

Проведём расчёт пружины аналогично тому, если бы стоял распределительный вал и клапан приводился в действие от кулачка.

Рисунок  13 – положения пружины при деформированном и в нейтральном положении

Максимальная сила упругости пружины, Н:

где К – коэффициент запаса, К = 1,5;

М_кл – Суммарная масса клапанного механизма, приведённая к клапану,

М_кл = 180 г;

а = 12,2 мм;

l_кл – длина плеча коромысла от оси качания до оси клапана, мм;

ω – угловая скорость вращения распределительного вала, ω =300 рад/с;

l_Т – длина плеча коромысла от оси качания до оси толкателя, мм;

Так как коромысла нет, то  l_кл/ l_т =1; и формула (2.44)  приобретает вид:

P_{пр max}  = 1,5·180·12,2·300²·10^-6 = 296 Н.

Минимальная сила упругости пружины, Н:

Из-за отсутствия коромысла в приводе формула изменится.:

r₀ – радиус начальной окружности кулачка, r₀ =15 мм;

r₂ – малый радиус выступа кулачка, r₂ =8 мм;

P_{пр min} = 1,5·180·(15 – 8)·300²·10^-6 = 170,1 Н

Жесткость пружины, кН/м :

с =K·М_кл·ω²_к ,                                          (19)

с =  1,5∙ 180∙ 300² ∙ 10=24,3 кН/м.

Предварительная деформация пружины, мм :

Полная деформация пружины:

Где h_кл.max – максимальный ход клапана, h_кл.max = 9мм,

f_max=7+9 = 16 мм.

Размеры пружины (приняты по конструктивным соображениям):

Диаметр проволоки δ_пр = 3 мм,

Средний диаметр пружины D_пр = 19 мм.

Число рабочих витков пружин :

где G =8 – модуль упругости второго рода [МН/см²]

Полное число витков пружины:

i_п=i_р+ 2

i_п = 6,4 + 2 = 8,4

2- количество неполных витков.

Длина пружины при полностью открытом клапане, мм :

гд  -наименьший зазор между витками пружины, мм

,L_min = 8.4 ∙3+6.4 ∙0.3=27

Длина пружины при закрытом клапане:

L_o = 27 + 9 = 26 мм.

Максимальные и минимальные напряжения в пружине:

где k´ – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по поперечному сечению витка пружины и зависящий от отношения ,  к´ = 1,22;

Среднее напряжение и амплитуды напряжений;

Так как концентрация напряжений в витках пружины учитывается коэффициентом k´, то

τ_ak = 138 ∙1 = 138МПа

Запас прочности пружины :

где  [2] табл.1 – коэффициент приведения ассиметричного цикла к равноценному симметричному.

Расчет пружины на резонанс

Частота собственных колебаний:

n_c/n_p =28294/2000 =14.147≠ 1,2,где n_p = n_k/2 = 4000/2 = 2000 c -частота вращения распределительного вала. Таким образом, резонанса возникать не будет.

Пружина для электромагнитного привода испытывает меньшие нагрузки чем пружина механического привода, так как основным силовым элементом является электромагнит.

3.2.2 Расчет электромагнита привода клапана

Электромагнит должен обеспечивать при всех скоростных режимах двигателя: 1) плотную посадку клапана в седле и удержание его в закрытом положении в течение необходимого периода 2) необходимую скорость  и частоту движения клапана

Зададимся первоначальными условиями работы ЭМ.

Магнитный поток В=2000;

Воздушный зазор l=9 мм;

Определим падение магнитной характеристики в воздушном зазоре:

Зададимся рабочим током и определим количество ампер-витков в  сечении проволоки: ампер-витков

Потребление тока на 1 электромагнит  =1,5A.

Количество витков равно:

Зададимся проходным сечением: j=5A/мм

Тогда сечение проволоки обмотки ЭМ равно:

Средняя длина одного витка равна l_w=0.085 м;

Длина проволоки необходимой для обмотки ЭМ:

Рассчитаем сопротивление ЭМ:

Потребление тока для 16 клапанов равно:

i = 16 · i₁                                                            (35)

i = 16 · 1.5=24  A        

Найдем мощность потребляемую электромагнитом на 1 клапан, задаваясь бортовым напряжением U=24В:

P=24 · 1.5=36 Вт

Общая мощность : Вт………………….

………………..Двигатель – источник вибрации

В практике измерений линейных вибраций дизеля используют следую­щие параметры колебательного процесса; вибросмещение S, мкн; виброскорость δ см/с; виброускорение I, м/с². Для гармонического колебания ампли­тудные значения этих величин связаны следующим образом:

Уровни вибросмещения α0, виброскорости αδ и виброускорения αi  определяют дБ по формуле, аналогичной предыдущей. При этом пулевые значения L0=3·10м/к, δа=5·10см/с, S=8∙10 мкм.

Переход от абсолютных значений величин к их уровням осуществляется по формуле.

L_s=20·lgS + 101,94                                                         (44)

L₅=20·1g5+106,02                                            (45)

L_/=20·lg i + 70,46                                                         (46)

Спектр представляет собой зависимость уровней составляющих какой-либо из величин от среднегеометрической частоты.

Вибрационной характеристикой двигателя являются октавные и общие уровни среднего квадратического значения виброскорости в вертикальном L_e и горизонтальном L_r направлениях.

Расчет общих средних квадратических уровней виброскорости двигателя при рядном расположении четырех цилиндров с коэффициентом уравнове­шенности

δ =0,75 производят по формулам:

gi = m /Fп – масса возвратно-поступательно двигающая частей в одном цилин­дре, отнесенная к площади поршня.

gh =m /i∙Vh — полная масса двигателя, отнесенная к его литровому объему.

gi = 8048 / 176,7 = 45,55 г/см³

gh=1250/11,3=110,6

Согласно ГОСТ 23.1.446 – 90 величины Lв и Lr  на дизеле не должны превышать 119 дБ.

Общие среднеквадратические уровни виброскорости в соответствующих направлениях на опорных лапах дизеля вычисляют прибавлением к значениям 3дБ (ГОСТ 12.1.012-90).

Основным источником вибрации на двигателе является неуравновешен­ность вращающихся масс.

Регламентируется допустимая величина дисбаланса вращающихся масс дизеля – 0,8 Мд передней плоскости и 1,4 в задней плоскости, г·см.

Стандартом предусмотрено, что допустимый дисбаланс муфты сцепле­ния не должен превышать 0,4 Мд. Конструкция муфты сцепления должна в течении всего срока эксплуатации машины обеспечивать неизменность вели­чины дисбаланса.

Рисунок 14 – Спектрограмма уровней виброскорости  двигателя

Однако в силу габаритных ограничений и экономических соображений предлагаемом двигателе вместо механизма Лочестера предлагается схема установки

Рисунок 15 – Уравновешивающий механизм для 4-х цилиндрового рядного двигателя

1. Шарнирная задняя опора.
2. Упругий элемент подвески двигателя.
3. Груз уравновешивающего механизма

Подбор дисбаланса грузов уравновешивающего механизма для случаев, когда двигатель совершает колебания в плоскости осей цилиндров.

4.4 Снижение токсичности

Фирмой Steyr-Daimler-Puch были проведены исследования дизеля с целью сравнения эмиссии токсичных веществ.

На основании опытных данных было установлено значительное сниже­ние концентрации NOx в отработанных газах.

Сравнение характеристик эмиссии для обоих вариантов показывает, что происходит большое снижение NOx. Это объ­ясняется не только повышением а, но и температура сгорания значительно ниже, что способствует уменьшению эмиссии NOx.

При описании любого вида топлива в атмосферу выделяются продукты его сгорания. Они содержат токсичные вещества, которые оказывают вредное воздействие на здоровье и окружающую среду. Современными методами га­зового анализа установлено около 200 видов вредных соединений и веществ, входящих в состав обработавших газов. К наиболее токсичным относятся окись углерода СО, не сгорающие углеводороды СтНп и окислы азота Nox. Большая часть этих веществ обладает токсическими свойствами, а также не­приятным запахом, способностью разъедать слизистую оболочку носа, глаз, канцерогенным воздействием, чем и обусловлено вредное воздействие.

Примерный состав отработанных газов:

1. Азот, % – 76÷78.
2. Кислород, %-2÷18.
3. Углекислый газ, % – 1÷10.
   Окись углерода, % – 0,01÷0,5.
4. Окись азота, % – 0,001÷0,4.
5. Альдеиды, % – 0÷0,009.
6. Углеводороды, % – 0,01÷0,5.
7. Сернистый газ, % — 0÷0,03.
8. Бензопирен, г/см³ – до 0,00001.

На эти вещества установлены законодательствами промышленно-развитых стран предельно-допустимые концентрации и нормы содержания.