Расчет мощности трактора

ОГЛАВЛЕНИЕ

1. РАСЧЁТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ

.1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА

.2 РАСЧЁТ ПРОЦЕССОВ ГАЗООБМЕНА

.3 РАСЧЁТ ПРОЦЕССА СЖАТИЯ

.4 РАСЧЁТ ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ

.4.1 Термохимический расчёт процесса сгорания

.4.2 Термодинамический расчет процесса сгорания

.5. ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ

.6 ПРОВЕРКА РАСЧЕТОВ

.7 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

.8 ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ

.8.1. Расчёт индикаторных показателей двигателя

.8.2 Расчёт эффективных показателей двигателя

. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ТРАКТОРА

.1 РАСЧЁТ НОМИНАЛЬНОЙ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ И ЭКСПЛУАТАЦИОННОГО ВЕСА ТРАКТОРА

.2 РАСЧЁТ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ ТРАНСМИССИИ И КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ

.3 ПОСТРОЕНИЕ И РАСЧЁТ ТЕОРЕТИЧЕСКОЙ ТЯГОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ

.4 БАЛАНС МОЩНОСТИ ТРАКТОРА

.5 ПОСТРОЕНИЕ ПОТЕНЦИАЛЬНОЙ ТЯГОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТРАКТОРА

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА

1. РАСЧЁТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ

1.1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА

Прототип трактора Т-30А80

Прототип двигателя Д-120

Номинальная мощность, Ne (кВт) Ne=25,5 кВт

Частота вращения при Ne, n (мин^-1) n=2020 мин^-1

Степень сжатия, e e=16,3

Давление окружающей среды, p_о (МПа) p_о = 0,1013 МПа = 0,1013∙10⁶ Па

Температура, Tо (К ) Tо=18⁰С = 291К

1.2 РАСЧЁТ ПРОЦЕССОВ ГАЗООБМЕНА

Процессы газообмена включают очистку цилиндра от продуктов сгорания и наполнения цилиндра свежим зарядом.

Для расчёта рабочего цикла параметры остаточных газов (давление и температура) в конце процесса впуска в точке «r» выбирают на основании статических данных о других двигателях подобного типа.

Давление остаточных газов p_r определяется давлением среды, в которую происходит выпуск отработавших газов, зависит от числа и расположения клапанов, сопротивления выпускного тракта, фаз газораспределения, частоты вращения, нагрузки и других факторов. Для двигателей без наддува определяют р_r по эмпирической формуле:

p_r=р₀(1+0,55∙10^-4∙n_н)(1.1)

где р₀ - нормальное давление окружающей среды, МПа;

n_н - номинальная частота вращения коленчатого вала, мин^-1

p_r=0,1013∙10⁶(1+0,55∙10^-4∙2020)=112554,43 Па = 0,1126Мпа

Температура остаточных газов Т_r зависит от ряда факторов. В частности, при увеличении степени сжатия и обогащения смеси температура, снижается, а при увеличении частоты вращения возрастает. При работе на номинальном режиме величина температуры отработавших газов для дизельных двигателей изменяется в следующих пределах:

Т _r = 600…900 К,

Принимаем Т _r = 750 К,

Температура подогрева свежего заряда T зависит от конструкции впускного трубопровода, наличия специального устройства для подогрева, частоты вращения, надува и других факторов. При номинальном режиме работы для дизельных двигателей без наддува: T = 15…20⁰

Принимаем T = 17⁰

Давление заряда в конце впуска p_а является основным фактором, определяющим количество свежего заряда, поступающего в цилиндр. Потери давления Δр по сравнению с давлением окружающей среды определяются гидравлическим сопротивлением воздушного фильтра р_ф, впускного трубопровода Δр_mp, впускного клапана р_кл, охладителем надувочного воздуха p_охл, и возможно, других устройств:

∆p = p_ф +p_mp+p_кл +p_охл + …(1.2)

Сопротивление воздушного фильтра определяется по графику (рисунок 1) в зависимости от пылеёмкости:

П_ф = в · t(1.3)

φ_в - запылённость, г/м³

t - срок службы, ч.

Рисунок 1

Применяется следующая классификация запылённости:

Пониженная - φ_в < 0,0005

Малая - φ_в = 0,0005 - 0,002

Повышенная - φ_в= 0,002 - 0,01

Максимальная - φ_в =0,01 - 0,8

«Нулевая» видимость - φ_в =0,8 - 1

Величины других сопротивлений обычно соответствуют

p_mp = p_кл = 0,001…0,0015 МПа

Тогда:

p_а = p₀ - Δp(1.4)

Давление в конце впуска p_а зависит от гидравлического сопротивления впускного тракта, быстроходности двигателя и для дизельных двигателей без наддува изменяется в пределах:

p_а=(0,85…0,95) p₀ (1.5)

принимаем p_а=0,9 ·p₀

p_а=0,9 ·0,1126 = 0,0912 МПа

Коэффициент остаточных газов γ характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания и может быть определён по формуле:

γ= ((T₀ +T)·р_r) / (T_r(ε·p_a - p_r))(1.6)

γ=((291+17) ·0,1126)/(750(16,3·0,0912-0,1126))=0,0337

На номинальном режиме работы величина γ находится в пределах от 0,02 до 0,05 для дизельных двигателей.

Температура в точке «а» определяется по формуле:

Т_a = (T₀ +T + ∙ T_r)/(1+),^. К(1.7)

Т_a =(291+17+0,0337∙750)/(1+0,0337)=322,4098 К

Определение коэффициента наполнения η_v представляет собой отношение действительного количества свежего заряда, к тому количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объёме цилиндра при условии, что температура и давление в нём равны температуре и давлению среды на впуске. Повышению данного коэффициента способствует уменьшение гидравлических сопротивлений системы впуска. Повышение давления p_a в конце впуска, уменьшение количества остаточных газов и их давления, снижение температуры подогрева рабочей смеси. Величина η_v для четырёхтактных двигателей может быть определена по формуле:

η_v = ((ε∙p_a - p_r)∙Т_o) / ((ε- 1) (T₀ +T) р₀)(1.8)

η_v = ((16,3∙0,0912 - 0,1126) ∙291)/((16,3 - 1)(291 + 17) ∙0,1013=0,8376

1.3 РАСЧЁТ ПРОЦЕССА СЖАТИЯ

Основными характеристиками процесса являются параметры заряда в конце сжатия; давление p_с, температура T_с и средний показатель политропы сжатия n₁.

Основной величиной, выбираемой для расчёта процесса является показатель n₁, характеризующий теплообмен между зарядом и стенками камеры сгорания. Факторы, увеличивающие отвод теплоты от заряда, снижают значение n₁ и показатели цикла. Например, износ двигателя, охлаждение цилиндра, снижение нагрузки, частоты вращения двигателя уменьшают n₁.

Для дизельных двигателей с неразделенными камерами n₁ = 1,3 - 1,4. Температура в конце сжатия для дизельных двигателей без наддува:

Т_с=800-900К

p _с = p_a ·εⁿ¹, МПа (1.9)

T_с = T_a ·ε^n1-1, К(1.10)

p _с = 0,0912 ·16,3^1,35 = 3,9486 МПа

T_с = 322,4098·16,3^1,35-1 = 856,4172 К

1.4 РАСЧЁТ ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ

.4.1 Термохимический расчёт процесса сгорания

Количество воздуха теоретически необходимого для сгорания топлива:

Lo = ((C/12)+(H₂/4)-(O₂/32))/0.208, кМоль(1.11) = ((8/3C)+(8H₂)-(O₂))/0.23, кг(1.12)

где для дизеля: C - доля углерода в топливе- 0,870,кг;

H₂ - доля водорода в топливе -0,126,кг;

O₂- доля кислорода в топливе-0,004,кг;

Lo = ((0,870/12)+(0,126/4)-(0,004/32))/0.208 = 0,4995 кМоль

lo = (8 ·0,870/3+8 ·0,126-0,004)/0.23 = 14,4522 кг

lo = 28,97· Lo (1.13)

,4522 = 28,97· 0,4995

,4522~14,4705

Коэффициент избытка воздуха для дизеля:

α = 1,4…2,2

принимаем α =1,5

Количество свежего заряда:

M₁ = α · Lo, кМоль(1.14)

M₁ = 1,5 · 0,4995 = 0,7493 кМоль

Количество остаточных газов:

M_r =γ·M₁ = α·γ· Lo, кМоль(1.15)

M_r =0,0337 ∙ 0,7493 = 1,5∙ 0,0337∙ 0,4995 = 0,0253 кМоль

Количество продуктов сгорания топлива, кМоль/кг:

При α >1 M₂ =(C/12)+(H₂/2)+(α -0,208)·Lo, кМоль/кг(1.16)

M₂ =0,870/12 + 0,126/2 + (1,5 -0,208)·0,4995 = 0,7809 кМоль/кг

Количество газов после сгорания:

M_z = M_r + M₂, кМоль/кг(1.17)

_z = 0,0253 + 0,7809 = 0,8062 кМоль/кг

Коэффициент молярного изменения количества смеси:

(1.18)

Для дизелей μ_Д=1,03-1,04

1.4.2 Термодинамический расчет процесса сгорания

Основой расчёта является уравнение теплового баланса для процесса сгорания. Например для бензиновых и газовых двигателей оно имеет вид:

(1.19)

где Q_z и Q_c- теплота заряда в точках «z» и «c»;

Q_cz- теплота, подведённая к заряду в процессе сгорания.

Уравнение можно преобразовать для дизельных двигателей:

(1.20)

Теплоёмкость свежего заряда C_VC в конце процесса сжатия определяется в зависимости от температуры T_c, кДж/Моль·град:

(1.21)

где А₁=20,16 и В₁=1,738·10^-3 - постоянные коэффициенты.

Теплоёмкость продуктов сгорания C_VZ определяется по эмпирическим формулам:

(1.22)

При α>1

,(1.23)

.(1.24)

A₂ = 19,42 + 2,596· 1,5 = 23,314

B₂ = (15,491 + 13,816 · 1,5) · 10^-4 = 36,215· 10^-4

(1.25)

Низшая теплота сгорания H_U, зависит от элементарного состава топлива. Для дизельного топлива:

H_U = 42500 (43030-зимнее) кДж/кг,.

H_U = 42.5 МДж/кг

Коэффициент использования ξ теплоты учитывает потери теплоты за счёт физической неполноты сгорания топлива, несвоевременности сгорания, через стенки камеры сгорания, диссоциации и других факторов.

Значение ξ на номинальном режиме работы для дизельных двигателей находится в пределах от 0,70 до 0,88. Для дизелей при расчете сгорания дополнительно задаются степенью повышения давления в процессе λ_р= р_z : р_с. Для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием λ_р=1,6…2,5

принимаем ξ = 0,88

принимаем λ_р= 2

После подстановки перечисленных величин в исходное уравнение, оно может быть преобразовано к квадратичному виду:

(1.26)

и решено относительно Тz, К:

(1.27)

где

(1.28)

₂ = 81069,8718

T_z = 2013,29K

C_vz = 23,314 + 36,215 · 10^-4·2013,29 = 30,6051 кДж/Моль·град

C_pz = 30,6051 + 8,315 = 38,9201 кДж/Моль·град

При номинальном режиме для дизеля величина T_z = 1800…2300К. Для дизельных двигателей давление газов в конце сгорания р_Z, МПа, определяется с учетом выбранного ранее значения λ_р :

.(1.29)

МПа

При номинальном режиме величина p_z = 6,0…9,0МПа.

1.5 ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ

В результате процесса расширения происходит преобразование тепловой энергии заряда в механическую работу.

Основными характеристиками процесса является давление p_в, температура Т_в в конце процесса и средний показатель политропы расширения n₂ (для дизелей n₂=1,23…1,3).

Для упрощения расчёта допускают, что расширение происходит по политропному процессу со средним показателем политропы n₂. Значение n₂ возрастает с увеличением коэффициента использования теплоты, отношения хода поршня S к диаметру цилиндра D, интенсивности охлаждения, при снижении нагрузки и росте частоты вращения.

Давление p_в, МПа и температура Т_B, К, конца расширения определяется для точки «в» по уравнению политропного процесса:

для дизельных двигателей:

 и (1.30)

где  на номинальном режиме,(1.31)

где степень предварительного расширения:

,(1.32)

1.2224

 МПа

При номинальном режиме в дизелях Т_В=1000…1250К и p_в=0,20…0,60МПа.

1.6 ПРОВЕРКА РАСЧЕТОВ

Процесс расширения завершает расчет параметров рабочего тела в характерных точках цикла. Правильность выбора исходных температуры и давления остаточных газов проверяется по формуле, К:

(1.33)

Значение расчётной температуры остаточных газов может отличаться от выбранной ранее не более чем на 5% при расчёте на ЭВМ и на 10% при ручном расчете.

Погрешность расчётов:

(1.34)

.7 ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

При построении индикаторной диаграммы в Р-V координатах давление откладывается по оси ординат в абсолютных единицах давления (МПа), а объем надпоршневого пространства - по оси абсцисс в относительных единицах (мм) объема V_С.

Масштабы построения диаграммы рекомендуется выбирать с таким расчетом, чтобы получить ее высоту (давление), равную 1,2…1,7 основания. Основание по оси абсцисс (объем) рекомендуется принимать 100…150 мм.

Поскольку величина объема камеры сгорания неизвестна, то по оси абсцисс от точки 0 в произвольном масштабе откладывается отрезок, величина, которого принимается за условную единицу объема V_C =1. Эта точка соответствует ВМТ. Далее на оси абсцисс в принятом масштабе откладывается величина рабочего объема цилиндра: V_h=V_с(ε-1), определяется НМТ.

Из точек, соответствующих положению поршня в ВМТ и НМТ, восстанавливаем перпендикуляры, на которых в произвольном масштабе наносят значения давления в характерных точках: р_а, р_с, р_z, р^/_z, р_в, р_г.

Для дизеля на перпендикуляре, восстановленном из ВМТ, откладывается Z^/, для определения точки Z откладывают объем V_z = ρV_с, где ρ - степень предварительного расширения, определенная в тепловом расчете.

Соединив точки С и Z (для бензинового) и С-Z^/-Z (для дизеля), получают отрезки изохорических С-Z, С-Z^/ и изобарического Z^/ -Z процессов.

По оси ординат откладывают давление окружающей среды р₀ и перпендикулярно этой оси проводят линию, соответствующую отложенному давлению.

Построение политроп сжатия и расширения сводится к определению давлений для точек промежуточных объемов, значениями которых задаются V_x1, V_x2 … и т.д. Для каждого значения объема V_x величина давления равна:

для политропы сжатия - ; (1.35)

для политропы расширения -  (1.36)

По характерным и нанесенным на поле диаграммы промежуточным точкам проводятся плавные кривые, являющиеся соответственно политропой сжатия а - с и политропой расширения z - в.

Скругление индикаторной диаграммы. Индикаторная диаграмма действительного цикла отличается от теоретической более плавным характером изменения давления.

В дизеле положение точки с^/, соответствующее началу видимого сгорания, определяется углом опережения впрыскивания топлива и периодом задержки воспламенения. Угол опережения впрыска топлива у автотракторных дизелей составляет 8…30⁰, а период задержки воспламенения достигает 10…15⁰ поворота коленчатого вала.

Действительное давление газов р_с^/ также больше, чем давление р_с. Точку m скругления кривой процесса сгорания при постоянном давлении z^/-z располагают на половине расстояния между точками z^/ и z.

Примем V_h=150мм, тогда:

V_c= V_h/(ɛ-1)=150/(16.3-1)=9.8мм

V_z= V_cˑ ρ=9.8ˑ1.2224=12мм

Примем 1Мпа=32.3мм, тогда:

p_a = 0.0912 Мпа = 2.9мм

p₀ = 0.1013 МПа = 3.3 мм

p _r= 0.1126 МПа = 3.6 мм

p_c = 3.9488 МПа = 127.5 мм

p_b = 0.294 МПа = 9.5 мм

p_z = 7.8972 МПа = 255мм

Для каждого значения объема V_x величина давления равна:

для политропы сжатия - ;

n₁=1.35

для политропы расширения -

n₂=1.27

1.8 ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ

Оценку рабочего цикла проводят по индикаторным показателям, среди которых важные, прежде всего, среднее индикаторное давление p_i, индикаторная мощность N_i, индикаторный коэффициент полезного действия η_i, удельный индикаторный расход топлива g_i. Работу двигателя в целом оценивают по эффективным показателям - среднему эффективному давлению p_e, эффективной мощности N_e, эффективному коэффициенту полезного действия η_e, удельному расходу топлива g_e и другим показателям.

.8.1 Расчёт индикаторных показателей двигателя

Среднее индикаторное давление цикла p_i - это условное постоянное давление, при котором за один ход поршня совершается работа, равная индикаторной работе цикла L_i.

Величина p_i численно равна работе, получаемой с единицы рабочего объёма цилиндра, МПа: p_i = L_i / V_h

для дизелей:

 (1.37)

λ_p - степень повышения давления

Действительное среднее индикаторное давление p_i для четырехтактного двигателя меньше расчётного, МПа:

(1.38)

Принимаем

где φ_д = 0,92…0,95 для дизелей - коэффициент полноты индикаторной диаграммы:

Величина среднего индикаторного давления при работе с полной нагрузкой имеет следующие значения для четырехтактного дизельного двигателя МПа.

для четырехтактного дизеля без наддува ………….0,7 - 1,1;

Индикаторный коэффициент полезного действия характеризует степень использования в действительном цикле теплоты топлива для получения индикаторной работы и представляет собой отношение теплоты, эквивалентной индикаторной работе цикла L_i ко всему количеству теплоты, внесённой в цилиндр топливом H_U:

(1.39)

где ρ_в = 1,18 -1,2 кг/ м³ - плотность воздуха на впуске в двигатель,

η_v - коэффициент наполнения.

В современных дизельных двигателях на номинальном режиме работы η_i составляет:

для дизелей - 0,40 - 0,50.

Совершенство цикла, его топливная экономичность может оценена и величиной удельного индикаторного расхода топлива g_i ; характеризует затраты топлива в граммах на получение величины мощности 1кВт при работе в течение 1 часа:

(1.40)

Удельные расходы топлива g_i на номинальном режиме работы, г/(кВт ч): для дизелей - 170 - 230.

1.8.2 Расчёт эффективных показателей двигателя

Данный расчет требует оценки внутренних (механических) потерь в двигателе, МПа:

(1.41)

где n - номинальная частота вращения вала двигателя,

а = 0,035, b = 0,00005 - постоянные коэффициенты.

Среднее эффективное давление p_е, МПа:

(1.42)

Среднее эффективное давление современных двигателей при номинальной нагрузке лежит в следующих пределах, МПа:

для четырехтактных дизелей без наддува - 0,65 - 0,85;

Относительный уровень механических потерь характеризует механический коэффициент полезного действия, который определяется как отношение среднего эффективного давления к индикаторному:

(1.43)

Механический КПД современных двигателей, работающих на номинальном режиме, изменяется в следующих пределах:

для четырехтактных дизелей без наддува - 0,70 - 0,82;

Эффективным коэффициентом полезного действия называют отношение количества тепла эквивалентного полученной работе, полученной на коленчатом валу двигателя L_e, к общему количеству теплоты, внесённой в двигатель с топливом H_U:

(1.44)

Значения эффективного КПД современных двигателей на номинальном режиме:

для дизелей без наддува - 0,35 - 0,42;

Так как, L_e = L_i. η_i, то связь эффективного, индикаторного и механическим коэффициентом полезного действия определяется по формуле:

(1.45)

Удельный эффективный расход топлива:

(1.46)

Современные автомобильные и тракторные двигатели имеют следующие диапазоны эффективного удельного расхода топлива, г/(кВт ч):

дизели с неразделенными камерами - 200 - 235;

Часовой расход топлива, кг/ч:

(1.47)

1.9 Определение основных размеров и сравнительных параметров двигателя

Основными параметрами двигателя, определяющими величину рабочего объема V_h, является диаметр цилиндра D и ход поршня S.

По значениям расчетной мощности N_e, номинальной частоты вращения n, числу цилиндров i, тактности τ, а также среднему эффективному давлению p_e, определяют рабочий объем двигателя, л.:

(1.48)

В тоже время рабочий объем цилиндра:

(1.49)

где D и S выражены в мм.

Соотношение S / D у тракторных двигателей 1,08-1,4.

принимаем S / D=1.2

Задаваясь отношением S / D определяем диаметр цилиндра в мм:

(1.50)

где D - диаметр цилиндра в дм.

Отсюда ход поршня S равен:

(1.51)

В этом случае значение рабочего объема по полученным S и D равно:

V_h = , л(1.52)

V_h =  л

Определив диаметр цилиндра D по заданному отношению S / D находят ход поршня S, в мм и радиус кривошипа:

r = 0,5 · S мм(1.53)

r = 0,5 · 128.6=64.3 мм

Сравнительные параметры предназначены для оценки тепловой и динамической напряженности работы двигателя. К ним относится удельная литровая мощность N_л, кВт/л, и удельная поршневая мощность N_п, кВт/дм:

Удельная литровая мощность, кВт/л:

(1.54)

Номинальное значение Nл у автомобильных дизелей 10-18 кВт/л.

Удельная поршневая мощность, кВт/дм²:

(1.55)

где S - ход поршня в дм,

i - число цилиндров.

Номинальное значение N_л у автомобильных дизелей равно 13-25 кВт/дм².

Проверка:

N_e^I=(p_e·i·V_h·n)/(30·4), кВт(1.56)

N_e^I=(0.6533·2·1.16·2020)/(30·4)=25.51 кВт

=(( N_e^I - N_e)/ N_e^I) ·100%(1.57)

=(( 25.51 - 25.5)/ 25.5) ·100%=0.04%

1.10 ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ

Характеризует распределение теплоты топлива, поступившего в цилиндры двигателя. Расчёт составляющих теплового баланса позволяет оценить совершенство организации рабочего процесса двигателя, определить величины тепловых потерь в систему охлаждения и с отработавшими газами, определить резервы в улучшении топливной экономичности двигателя.

Уравнение теплового баланса может быть определено в виде:

(1.58)

где Q - теплота, введённая в цилиндры двигателя с топливом, кДж/ч:

, кДж/ч(1.59)

Q_e - теплота, превращенная в полезную (эффективную) работу, кДж/ч:

, кДж/ч(1.60)

Q_охл - теплота, отведенная в систему охлаждения и смазочную систему, кДж.

Определяется по эмпирической формуле, кДж/ч:

для дизеля

(1.61)

где С - эмпирический коэффициент особенности охлаждения 0,4-0,52;

m - 0,6 - 0,7 - эмпирический коэффициент пропорциональности;

i - число цилиндров;

D - уточненное значение диаметра цилиндра, см;

n - частота вращения коленчатого вала, мин^-1;

α - коэффициент избытка воздуха.

С=0.48, m=0.6, i=2, D=10.72см, n =2020, α=1.5

Теплота, унесённая с отработавшими газами, кДж/ч:

, кДж/ч(1.62)

где c_p, c_p1 - теплоемкость при постоянном давлении С_р=С_v+R

С_p = A₂+B₂·T_r'+R(1.63)

С_p1 = A₁+B₁·T_о+R(1.64)

С_p =23.314+36.215∙10^-4∙726.49+8.314=34.26

С_p1=20.16+1.738∙10^-3∙291+8.314=28.98

М₁ и М₂ принимаются из расчета процесса сгорания,

R - универсальная газовая постоянная.

Количество теплоты, не выделившееся в следствии неполноты сгорания:

для дизелей а>1, поэтому потери в следствии неполноты сгорания являются незначительными и их включают в остаточную часть Q_ост теплового баланса.

Q_ост - остаточный член теплового баланса, характеризующий неучтённые потери теплоты и точность расчёта теплового баланса, кДж/ч:

Q_ост = Q - (Q_e + Q_охл + Q_ог +Q_нс)(1.65)

Q_ост=255000-(91800+40937.5+82477.5)=39785 кДж/ч

Тепловой баланс удобно представить в относительных единицах, где каждый член выражается в процентах от количества теплоты, введённой в двигатель с топливом:

q_e+q_охл+q_ог+q_нс+q_ост = 100%(1.66)

где q_e - доля тепла преобразованного в эффективную работу

q_e = Q_e : Q. 100%(1.67)

q_e=91800:255000.100%=36%

q_охл - доля тепла отведенного в системы охлаждения и смазки, дизельный двигатель 15-35%

q_охл = Q_охл : Q. 100%(1.68)

q_ог - доля тепла отведенного с отработавшими газами

q_ог = Q_ог : Q. 100%(1.69)

q_ог=82477.5:255000. 100=32.3%

q_нс - доля тепла потерянного из-за неполноты сгорания топлива, дизельный двигатель 0-5%;

q_ост - доля тепла расходуемого на не учтённые потери, дизельный двигатель 2 - 5%

q_ост = Q_ост : Q. 100%(1.70)

q_ост=39785:255000.100=15.6%

Таблица 2 - Тепловой баланс

1.11 Построение теоретических характеристик двигателя

Для оценки динамических и экономических показателей автомобильного двигателя, а также всей машины, на которую он устанавливается, необходимо знать изменение основных показателей в функции частоты вращения нагрузки:

(1.71)

Построение внешней скоростной характеристики. Для автомобильных дизельных двигателей ведётся в диапазоне от n_min до n_н.

Расчетные значения эффективной мощности двигателя N_е, кВт, при заданной частоте вращения коленчатого вала n (мин^-1) могут быть определены по следующим эмпирическим зависимостям:

(1.72)

n / n_Н находится в пределах (0,2-1). Соответствующая частота, мин^-1:

(1.73)

По расчётным значениям, мощности строится кривая.

Значения кривой крутящего момента в зависимости от N_e и n определяется по выражению:

Mк = 9550 * N_е / n. Н·м(1.74)

Удельный эффективный расход топлива g_e г/(кВт ч), может быть определён по следующей эмпирической зависимости:

(1.75)

 (1.76)

Часовой расход топлива G_Т, кг/ч, для различных значений определяется по формуле:

(1.77)

Полученные при выполнении расчётов данные для построения внешней скоростной характеристики двигателя заносятся в таблицу 5:

Таблица 3 - Сводные данные для построения внешней скоростной характеристики двигателя

Регуляторная характеристика дизеля может быть представлена в функции частоты вращения коленчатого вала N_e, М_к, G_Т, g_е=f(n) или нагрузки М_к, G_Т, g_е, n=f(N_е). В каждой регуляторной характеристике различают корректорную и регуляторную ветви. Корректорная - в диапазоне n<n_н, регуляторная - от n_н до n_max. Максимальная частота холостого хода (мин^-1) двигателя зависит от степени неравномерности регулятора и определяется по формуле:

 (1.78)

где δ_р - степень неравномерности регулятора (0,05…0,10).

(1.79)

Часовой расход топлива на регуляторном участке в режиме холостого хода составляет 0,25G_Тн.

Построение регуляторной характеристики в функции частоты вращения коленчатого вала двигателя.

Корректорная ветвь кривой крутящего момента может быть получена из расчета выражений:

При n ≥ n_н ; (1.80)

где К - коэффициент приспособляемости, К=1,12…1,17;

М_КН - номинальный крутящий момент, который при известных значениях номинальной мощности и частоты может быть найден по выражению:

M_кн=9550. (N_ен : n);(1.81)

n_min, n_м, мин^-1 - соответственно минимальная частота вращения вала двигателя и частота при максимальном моменте, выбираются по статистическим данным.

Расчетные точки на характеристике соединяем выпуклой кривой.

Удельный эффективный расход топлива g_е, г/кВт ч, по корректорной ветви характеристики дизеля может быть определен по формуле:

.(1.82)

Удельный расход топлива по регуляторной ветви характеристики возрастает при снижении нагрузки от номинального g_ен до g_е=∞, соответствующего режиму холостого хода.

2. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ТРАКТОРА

.1 РАСЧЁТ НОМИНАЛЬНОЙ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ И ЭКСПЛУАТАЦИОННОГО ВЕСА ТРАКТОРА

Расчет номинальной мощности двигателя трактора с учетом номинального тягового усилия производят по формуле, кВт:

,(2.1)

где Р_кр - номинальное тяговое усилие на крюке, Н;

G - эксплуатационный вес трактора, Н;

V_Н - расчетная скорость движения на низшей передаче при номинальной тяге, м/с;

χ_Э - коэффициент эксплуатационной нагрузки двигателя χ_Э=(0,85…0,95);

f - коэффициент сопротивления качению, определяют по таблице 3 приложения;

η_тр = η_цⁿ η_kⁿ (1-ξ) - к.п.д. трансмиссии, где η_ц=0,985…0,990 и η_k =0,975…0,980 к.п.д. соответственно цилиндрических и конических пар шестерен, n - число пар шестерен, находящихся одновременно в зацеплении (берется из технической характеристики прототипа трактора), ξ =0,03…0,05 - коэффициент потерь холостого хода в трансмиссии.

Эксплуатационный вес трактора, Н:

G=m∙g

m=2500кг

G=2500 ∙9.8= 24500 H

Принимаем:

Χ_э=0.95

f =0.08

ξ =0,03

Р_кр=13397 Н

V_Н=1.4м/с

η_ц=0,99

η_k =0,98

η_тр = 0.98²∙0.99² (1-0.03)=0.9

Для тракторов класса тяги 0,2... 0,6 тяговый диапазон можно принять δ_Т=2.

Зная тяговый диапазон и номинальную силу тяги трактора, можно определить его минимальную силу тяги из соотношения:

(2.2)

2.2 РАСЧЁТ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ ТРАНСМИССИИ И КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ

Для расчета ряда основных рабочих скоростей трактора определяют диапазон скоростей:

(2.3)

где V_z - номинальная скорость движения трактора на высшей передаче, м/с.

V_z=6.5м/с

Для рационального использования мощности двигателя на всех рабочих передачах основного ряда, скорости движения образовывают геометрическую прогрессию:

Зная, что

(2.4)

Отсюда знаменатель геометрической прогрессии:

(2.5)

Определив знаменатель геометрической прогрессии, подсчитывают

скорости V₂, V₃, V₄... V_z.

V₁=1.5 м/с

V₂=1.5∙1.34=2.01 м/с

V₃=2.01∙1.34=2.69 м/с

V₄=2.69∙1.34=3.6 м/с

V₅=3.6∙1.34=4.8 м/с

V₆ =4.8∙1.34=6.4 м/с

Передаточное число трансмиссии колесного трактора на первой передаче определяют по формуле:

(2.6)

где r_к - радиус качения ведущего колеса трактора, м.

Радиус качения ведущего колеса в метрах с учетом деформации подсчитывают по формуле:

(2.7)

где d - наружный диаметр обода колеса, на который монтируется шина, в дюймах b - ширина профиля шины, в дюймах

(0,8... 0,85) - коэффициент деформации шины ведущего колеса. Принимаем 0.82.

Размеры шин подбирают по таблице 4 в зависимости от нагрузки на одно ведущее колесо трактора:

(2.8)

где n _к - число ведущих колес, шт.;

λ_К - коэффициент нагрузки ведущих колес. Для гусеничных и колесных тракторов с двумя ведущими мостами λ_К=1,0.

Давление воздуха в шинах ведущих колес принимают в пределах 0,08…0,12 МПа.

n _к=4

принимаем d=20, b=9 (дюймов)

Остальные передаточные числа трансмиссии для колесных и гусеничных тракторов подсчитывают по формуле:

(2.9)

Зная расчетные общие передаточные числа трансмиссии на каждой передаче - i_ТР и передаточные числа шестерен с постоянным зацеплением трактора-прототипа i_o, определяют передаточные числа коробки передач по формуле:

(2.10)

где i_o - передаточное число шестерен с постоянным зацеплением прототипа:

(2.11)

где i_ЦП - передаточное число центральной передачи;

i_{K П} - передаточное число конечной передачи.

i_ЦП=3.47

i_{K П}=4.75

Полученные расчетным путем передаточные числа трансмиссии и коробки передач, а также расчетные скорости заносят в таблицу 4.

Таблица 4 - Расчетные показатели трансмиссии

Энергонасыщенность характеризуется отношением номинальной эффективной мощности двигателя к эксплуатационной массе трактора:

 (2.12)

где m_э - эксплуатационная масса трактора, m_э = (1,07…1,15)m_к._к - выбирается по таблице 5 приложения._к=1660 кг

m_э = 1.1·1660=1826 кг

Металлоемкость трактора характеризуется отношением конструктивной массы к номинальной эффективной мощности двигателя:

(2.13)

Металлоемкость современных колесных тракторов находится в пределах 60... 80 кг/кВт.

2.3 ПОСТРОЕНИЕ И РАСЧЁТ ТЕОРЕТИЧЕСКОЙ ТЯГОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ

Графическое построение тяговой характеристики проводят в 4-х четвертях листа миллиметровой бумаги в соответствующих масштабах в следующей последовательности (рис.2). Регуляторную характеристику двигателя в функции от крутящего момента строят в левой нижней части. Для этого по оси ординат откладывают значения крутящего момента двигателя и отмечают точки М_ен и M_{e max}, через которые проводят вспомогательные линии, параллельные оси абсцисс. Значение номинального крутящего момента М_ен берут из первой части курсовой работы.

Максимальный крутящий момент двигателя равен:

 (2.14)

где К_n - коэффициент приспособляемости двигателя по крутящему моменту (1,1...1,2.).

Принимаем К_n=1.1

Для построения кривой зависимости частоты вращения коленчатого вала от крутящего момента на оси абсцисс отмечают точку А максимальной частоты вращения коленчатого вала холостого хода n_хх (значение берут из первой части курсовой работы). На оси абсцисс откладывают значение номинальной частоты вращения n_ном и через нее проводят прямую, параллельную оси ординат, пересечение которой с прямой, проведенной через М_ен, определяет точку В. Точки А и В соединяют прямой, которая соответствует работе двигателя на регуляторе. Для построения корректорной ветви на прямой, проведенной через М_{е max}, откладывают точку С, соответствующую частоте вращения коленвала при максимальном крутящем моменте:

 (2.15)

где К_n - коэффициент приспособляемости двигателя по оборотам (1,3... 1,6).

Принимаем К_n=1.4

Точки В и С соединяют плавной огибающей линией.

Для построения кривой эффективной мощности N_е по оси абсцисс на графике откладывают точки, соответствующие номинальному значению N_eн (2.1) и значению N_eм при максимальном крутящем моменте, определяемом по формуле:

 (2.16)

Из этих точек проводят прямые параллельно оси абсцисс до пересечения с прямой номинального крутящего момента М_ен и максимального крутящего момента M_{e max,} (точки D и E).

Затем начало координат соединяют с точкой D прямой линией, а точки D и E соединяют плавной огибающей линией с продолжением.

Для построения кривой часового расхода топлива по оси абсцисс откладывают точки:

G_mн, - часового расхода топлива при номинальном крутящем моменте (формула 1.55);

G_mxx=(0,25…0,30) G_mн - часового расхода топлива при максимальной частоте вращения на холостом ходу;

G_mм= (0,7…0,8)G_mн - часового расхода топлива при максимальном крутящем моменте двигателя.

G_mн=6 кг/ч

G_mxx=1.6 кг/ч

G_mм=4.5 кг/ч

Указанные значения расходов топлива берут из регуляторной характеристики теплового расчета двигателя. Точки, соответствующие G_mxx и G_mн, соединяют прямой линией, а точки, соответствующие G_mн и G_mм, соединяют плавной кривой.

Кривую удельного расхода топлива строят путем деления часового расхода топлива на соответствующее значение мощности:

 (2.17)

Для построения зависимости удельного расхода топлива от крутящего момента на оси ординат произвольно выбирают три-четыре точки, в соответствии с которыми определяют графически значения G_m и N_е на характеристиках часового расхода и эффективной мощности по оси абсцисс. По полученным значениям удельного расхода топлива строят зависимость.

Принимаем G_m1= 3.1 кг/ч ; N_e1=8.8 кВт

G_m2= 4.2 кг/ч; N_e2= 14.8 кВт

G_m3= 5.2 кг/ч; N_e3= 20.5 кВт

Таким образом, в левой нижней четверти графика построены четыре зависимости от крутящего момента. Очевидно, что по оси абсцисс отложены соответствующие значения, которые строятся каждый в своем произвольном и удобном для построения графиков масштабе.

График касательных сил тяги строят в правой нижней четверти. Для этого по оси абсцисс влево от начала координат точки О откладывают точку О^/ значения силы сопротивления качению_, определяемое по формуле:

 (2.18)

Учитывая, что Р_к = Р_кр + P_f, точка О^/ служит началом отсчета касательных сил тяги Р_к, а точка О началом отсчета сил тяги на крюке Р_кр, которые откладывают в одном масштабе.

Используя данные тягового расчета, по формуле (2.18) определяют значения касательных сил тяги на момент передачи при номинальном моменте двигателя и результаты расчетов заносят в таблицу 7:

 (2.19)

На вспомогательной линии, проведенной через М_ен, отмечают точки, соответствующие полученным значениям касательной силе тяги. Через эти точки и точку О' проводят лучи до пересечения с линией максимального крутящего момента.

Далее определяют и заносят в таблицу 7 значения сил тяги на крюке для каждой передачи:

 (2.20)

График теоретических скоростей строят в левой верхней четверти. Для этого на вспомогательной вертикальной линии, проведенной через номинальную частоту вращения коленчатого вала, откладывают значения теоретических скоростей, в м/с на каждой передаче, которые по формуле:

 (2.21)

Величина коэффициента буксования может быть взята из тяговых характеристик трактора - прототипа, снятой для заданного почвенного фона, или получена расчетным путем по эмпирическим формулам.

Для колесных тракторов вычисляется по формуле:

 (2.22)

Кривую буксования строят в правой верхней четверти. На оси ординат откладывают шкалу в таком масштабе, чтобы она занимала 1/4... 1/5 часть шкалы скоростей. На оси абсцисс отмечают точку Р_крmах и против нее наносят на график соответствующее значение величины буксования.

Кривые рабочих скоростей строят в верхней правой четверти в масштабе теоретических скоростей. Начало отсчета скоростей берут от начала координат, и каждая кривая показывает изменение скорости трактора в зависимости от величины силы тяги на крюке. Рабочую скорость в м/с трактора, с нагрузкой на крюке, на всех передачах определяют по формуле:

(2.23)

Значение скорости откладывают на перпендикуляре, восстановленном из точки выбранного значения нагрузки на крюке.

Так как на регуляторном участке двигателя рабочая скорость изменяется примерно по линейному закону, при расчете можно ограничится двумя режимами - при работе на холостом ходу (V_p = V_т) и номинальном (n_е = n_ен). В режимах перегрузки характерно интенсивное уменьшение рабочей скорости вследствие нелинейного изменения частоты вращения коленчатого вала и величины буксирования, поэтому на этом участке необходимо на всех передачах делать расчеты скорости для 3...4 нагрузочных режимов.

Для построения кривых крюковых мощностей в кВт, используют формулу:

 (2.24)

Кривые строят аналогично рабочей скорости во всем диапазоне тяги, включая перегрузку. После построения проводят кривую, огибающую крюковые мощности, которую называют потенциальной тяговой характеристикой.

Для построения зависимости удельного крюкового расхода топлива в г/кВт·ч от силы тяги на крюке используют формулу:

 (2.25)

Тяговый КПД трактора определяют на всех передачах по формуле:

 (2.26)

 (2.27)

По результатам расчётов в правой нижней четверти характеристики строят кривые. В случае правильного расчета полученные значения по формулам (2.27), (2.28) не должны отличаться.

.4 БАЛАНС МОЩНОСТИ ТРАКТОРА

Баланс мощности характеризует распределение мощности двигателя по отдельным видам сопротивлений. Его определяют на всех передачах для установившегося движения при работе трактора на горизонтальной поверхности по следующему уравнению:

(2.28)

где мощность, потерянная в трансмиссии трактора:

(2.29)

мощность сопротивления качению:

(2.30)

мощность на крюке тракторе:

(2.31)

мощность, расходуемая на буксование трактора:

(2.32)

2.5 ПОСТРОЕНИЕ ПОТЕНЦИАЛЬНОЙ ТЯГОВОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТРАКТОРА

При построении принимают, что трактор имеет бесступенчатую трансмиссию, которая при изменении тяговой нагрузки позволяет всегда загружать двигатель на номинальную мощность за счет автоматического изменения скорости движения.

Построение проводят следующим образом. На оси абсцисс (рис.3) откладывают от начала координат значение тяговых усилий на крюке в принятом масштабе от 0 до Р_{кр max}, а по оси ординат вверх - номинальную мощность двигателя N_eH и через его вершину проводят прямую, параллельную оси абсцисс.

Р_{кр max}=1.15Р_{кр ном}=1.15*13398=15408 Н

В пределах графика наносят кривую буксования "δ" от нуля до полного буксования, вычисленную ранее по выражению (2.24) и взятую из таблицы 7.

Считая, что мощность на трение в силовой передаче и найденная по формуле (2.22), имеет постоянное значение, ее откладывают на графике от горизонтальной прямой N_{e нoм} вниз. Разность N_ен- N_тр представляет мощность N_K на ведущих колесах:

 (2.33)

Часть этой мощности N_K теряется на буксование ведущих колес пропорционально величине буксования:

(2.34)

Использовав вспомогательную кривую "δ", рассчитывают значения N_δ для принятого интервала тяговых усилий и откладывают их в виде соответствующих отрезков вниз от горизонтали N_ТР в принятом масштабе; соединив затем концы отрезков кривой, получают второй участок потери мощности на буксование (он заштрихован наклонными линиями).

Чтобы изобразить затраты мощности на качение N_f, определяют значения теоретической скорости:

 (2.35)

и строят в масштабе график кривой V_T = f (Р_кр), где задаются значения тягового усилия от 0 до Р_{кр max}. Далее вычисляют мощность N_f, необходимую для качения трактора по выражению:

 (2.36)

Значения "V_T" и "δ" берут для различных выбранных точек Р_КР во всем интервале 0 - Р_{кр мах}.

Подсчитав величины N_f для ряда точек, откладывают их вниз от кривой N_δ и соединяют жирной кривой. Таким образом получают третий участок (он заштрихован перекрещивающимися линиями), который показывает затраты мощности на качение по заданному фону поля.

Ординаты жирно очерченной кривой изображают N_КР, остающиеся после вычета всех потерь для реализации на крюке. Они изображают также тяговый КПД трактора η_ТЯГ= N_кp/N_e, в своем масштабе, если отрезок N_eн принять за η_ТЯГ=100%.

Полученная кривая N_кр=f(Р_кр) называется потенциальной тяговой характеристикой трактора. Правильность построения потенциальной тяговой характеристики и тягового КПД проверяют по формуле:

 (2.37)

Результаты расчетов тяговой потенциальной характеристики сводятся в таблицу 6.

Таблица 6 - Показатели потенциальной тяговой характеристики

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Проектируемый трактор обеспечивает в рабочем тяговом диапазоне (при одинаковой эксплуатационной массе) по сравнению с трактором класса 0,6 Т-30А80 несколько лучшие тяговые показатели, при одинаковых в среднем тяговых КПД и скоростных показателях, несколько уступая по топливно-экономическим показателям.

трактор тяговый двигатель трансмиссия

РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА

Основная:

1.      Баширов Р.М. Основы теории и расчета автотракторных двигателей - Уфа: БашГАУ, 2008.

2.      Стуканов В.А. Основы теории автомобильных двигателей и автомобиля. - М.: Форум-Инфра-М, 2005

.        Кутьков Г.М. Тракторы и автомобили. Теория и технологические свойства. - М.: КолосС, 2004.

.        Кутьков Г.М. Теория трактора и автомобиля. - М.: Колос, 1996

Дополнительная:

.        Практикум по тракторам и автомобилям /под ред. В.А.Чернышева/ - М.: Колос, 1996.

.        Туревский И.С. Техническое обслуживание автомобилей. - М.: Форум-Инфра-М, 2005.

.        Стуканов В.А. Основы теории автомобильных двигателей и автомобиля. - М.: Форум-Инфра-М, 2005.

.        Чумаченко Ю.Т. Автомобильный практикум. - Ростов-на-Дону: Феникс, 2002. Автомобили /под ред. А.В.Богатырева/ - М.: КолосС, 2002.

.        Богатырев А.В. Тракторы и автомобили. - М.: КолосС, 2005.

.        Ильяков В.В. Регулировки сельскохозяйственных тракторов. - М.: Колос, 1996.