Мета та завдання КУРСОВОї РОБОТИ

Мета — сприяти виробленню у студентів навичок і вмінь самостійно застосовувати знання, що отримані при вивченні курсу “Силові агрегати автомобілів”, для вирішення конкретних конструктивних задач щодо проектування і розрахунку автомобільних та тракторних двигунів.

Завдання — здійснити вибір матеріалів та розрахувати на міцність за вивченою методикою основні вузли заданого двигуна. За результатами розрахунків накреслити поздовжній розріз проектованого двигуна.

Об’єкт вивчення —хитневий (додаток І) та газорозподільний механізми автомобільних двигунів.

Предмет вивчення — проектування та розрахунок на міцність, деталей поршневої та хитневої груп, колінчатого та газорозподільного валів, корпусних деталей.

Склад та обсяг курсової роботи

Курсова робота з курсу “Силові агрегати автомобілів” складається з наступних розділів:

1. Розрахунок поршневої групи.

2. Розрахунок хитневої групи (дод. І).

3. Розрахунок колінчатого вала.

4. Розрахунок корпусних деталей двигуна.

5. Розрахунок розподільного вала.

Загальний обсяг пояснювальної записки 30...40 аркушів формату А4. Структура пояснювальної записки: а) титульний аркуш; б) завдання на курсове проектування; в) зміст; г) вступ; д) розрахункова частина з необхідними поясненнями і розрахунковими схемами; ж) перелік використаної літератури.

Графічна частина проекту складається з одного аркуша формату А1, на якому викреслюють поздовжній розріз проектованого двигуна (спрощений вигляд рядного та У-подібного двигунів наведені у додатку ІV). На окремому аркуші міліметрового паперу формату А4 наводять епюру тисків компресійного кільця і розміщують у відповідному розділі пояснювальної записки.

Вибір завдання на курсову роботу

Варіант завдання на курсову роботу вибирають відповідно номеру залікової книжки за таблицями, які наведені в додатку IІI. При виборі варіанту завдання використовують дві останні цифри номера залікової книжки. У пояснювальній записці на окремому аркуші вказують номер залікової книжки і наводять значення параметрів, які вказані у завданні: N_e, кВт; n_e, хв^–1; ; ; _х та і.

Прототипом при виборі конструкції двигуна може бути будь-який близький за параметрами і конструкцією вітчизняний чи закордонний двигун, опис якого наведено в літературі.

Розрахункові режими

Навантаження, що діють на деталі автомобільних двигунів, значною мірою залежать від режиму роботи двигуна. Зазвичай розрахунок здійснюють для усталеного режиму і тільки інколи враховують особливості неусталених режимів — розгін або гальмування двигуна.

Вибір розрахункових режимів здійснюють відповідно із забезпечення умов міцності під час найбільших навантажень.

Для двигунів Отто обов’язковими приймають три розрахункових режими:

1) максимальної частоти обертання колінчатого вала в режимі марного ходу (дод. І) n_мх max=(1,03...1,1)n_N, ( ) при якому сили інерції досягають найбільших значень;

2) номінальної потужності при частоті обертання n_N, при якому сили тиску газів та інерції досягають значень, близьких до максимальних;

3) максимального обертового моменту при частоті обертання n_М=(0,4...0,6)n_N, коли передбачають найбільші значення сили тиску газів, а дією інерційних сил інколи нехтують.

У дизелів зазвичай найбільший тиск під час процесу згоряння досягається на режимі, близькому до номінальної потужності. Тому із розрахунку режим максимального обертового моменту виключають. Розглядають два режими:

1) максимальної частоти обертання колінчатого вала в режимі марного ходу n_мх max = (1,03...1,1)n_N, при якому, як і у двигунів Отто, розрахунок здійснюють за силами інерції;

2) номінальної потужності при n_N, при якому сили тиску газів завжди перевищують навантаження на режимі максимального обертового моменту.

Під час розрахунків деталей бензинових двигунів максимальний тиск газів p_z max визначають з теплового розрахунку, який проводять для режиму максимального обертового моменту, або наближено приймають таким, що дорівнює розрахунковому (без врахування заокруглення індикаторної діаграми) максимальному тиску p_z згоряння, який отримано з теплового розрахунку для номінальної потужності.

Під час розрахунків на режимі номінальної потужності умовно приймають, що максимальна газова сила F_z діє одночасно з максимальною інерційною силою у верхньому положенні (ВП) поршня. Величину максимальної газової сили визначають за тепловим розрахунком для режиму номінальної потужності з врахуванням заокруглення індикаторної діаграми.

Під час розрахунків на режимі максимальної частоти обертів марного ходу тиском газів нехтують.

Розрахунок деталей двигуна з врахуванням змінного навантаження

В автомобільних двигунах навіть у випадку усталеного режиму роботи більшість деталей працює в умовах змінних навантажень. При цьому вплив максимальних навантажень і характер їх дії у випадку зміни в часі суттєво впливає на працездатність деталей. Тому відповідальні деталі двигуна розраховують як на статичну міцність від дії максимальної сили, так і на втомну міцність від дії змінних навантажень.

З опору матеріалів відомо, що змінне навантаження викликає зміну напруження циклічного характеру, причому цикли можуть бути симетричними, асиметричними та пульсуючими. Тому для циклу характерні такі значення напружень: _max, _min, _max і _min, середні значення або , амплітуда циклу або , коефіцієнт асиметрії , який для симетричного циклу r = –1, для пульсуючого r = 0.

У випадку статичних навантажень за граничне приймають значення межі міцності _в чи межі текучості _Т. У випадку змінних навантажень за небезпечне напруження приймають межу втоми _r або межу текучості _Т.

Якщо нормальні чи дотичні напруження відповідають умові

або ,

(1.1)

розрахунок проводять за межею втоми _r. У іншому випадку — за межею текучості _Т.

У виразах (1.1) величини _ і _ — це відношення межі втоми при згині (розтягу-стиску) чи крученні до границі текучості:

і ,

де _ і _ —коефіцієнти приведення асиметричного циклу до рівноцінного симетричного відповідно для нормальних і дотичних напружень. Значення _ і _ для сталей з різними значеннями меж міцності наведено в табл. ІI.1 додатку IІ.

У випадку відсутності даних для вирішення рівнянь (1.1) запас міцності деталі визначають і за межею втоми, і за межею текучості. З двох отриманих значень міцність оцінюють за меншим коефіцієнтом.

Запас міцності без врахування форми, розмірів та обробки деталі визначають за формулами:

за межею втоми

, ;

(1.2)

за межею текучості

, .

(1.3)

Вплив на втомну міцність деталі враховують наступними величинами:

1) коефіцієнтами концентрації напружень: теоретичним _к і ефективним k_ (k_), який враховує підвищення напруження у зв’язку зі зміною форми деталі;

2) масштабним коефіцієнтом _м, що враховує вплив абсолютних розмірів деталі на межу втоми;

3) коефіцієнтом поверхневої чутливості _п, що враховує вплив стану поверхні деталі на межу міцності.

Теоретичний коефіцієнт концентрації напружень _к для найбільш розповсюджених концентраторів наведено в табл. ІI.6. додатку ІI.

Ефективний коефіцієнт концентрації напружень k_ знаходять із залежності

,

(1.4)

де q — коефіцієнт чутливості матеріалу (для чавуну q = 0; для конструкційних сталей — q = 0,6...0,8; для високоміцних сталей — q = 1). Коефіцієнт q залежно від _к і межі міцності _в точніше можна визначити з номограм (рис. 75 [1]).

У випадку відсутності в деталі різких переходів і за якісної обробки поверхні ефективний коефіцієнт концентрації напружень знаходять із залежності

,

(1.5)

де _в — межа міцності матеріалу.

Ефективний коефіцієнт концентрації напружень k_ знаходять за формулою

.

(1.6)

Масштабним коефіцієнтом називають відношення межі втоми зразка діаметром d до межі втоми стандартного зразка (d_ст = 10 мм). Значення коефіцієнта _м для конструкційних сталей наведено в табл. ІI.5. додатку ІI.

Значення коефіцієнта _п для різних станів поверхні наведено в табл. ІI.7. додатку IІ.

З врахуванням впливу концентраторів розмірів і обробки поверхні максимальне напруження циклу:

, .

Запас міцності за межею втоми знаходимо за формулою

, ;

(1.7)

Запас міцності за межею текучості знаходимо за формулою

, ,

(1.8)

де і .

У випадку складного навантаження загальний запас міцності деталі за одночасної дії на неї дотичних і нормальних напружень

.

(1.9)