Расчет двигателя автомобиля

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• 1. Определение мощности двигателя
• 2. Выбор двигателя
• 3. Тепловой расчет двигителя внутреннего сгорания
• 4. Определить скоростную характеристику двигателя
• 5. Выбор передаточных чисел силовой передачи
• 6. Расчет и построение тяговых характеристик
• 7. Анализ тяговых свойств машины
• 8. Расчет компоновки машины
• 9. Расчет сцепления
• Вывод

1. Определение мощности двигателя

Вариант	Q, м3	i	V,км/ч	f1	f2
MAX	3	13°	75	0,05	0,05
CP	3	0°	55	0,025	0,025
MIN	0	0°	9	0,01	0,01

Мощность двигателя (кВт) лесотранспортной машины определяется по формуле

, (1.1)

где Р_к- касательная сила тяги на ведущих органах тягача, потребная для определения сил сопротивления движению лесотранспортной системы, Н;

v_а- скорость движения, км/ч;

з_тр- механический КПД трансмиссии;

з_г- коэффициент, учитывающий потери на ведущем участке гусеницы.

Касательная сила тяги Р_к (Н) определяется по формуле

P_k=УР_сопр=Р_f±Р_i±Р_j±Р_щ±Р_кр, (1.2)

где УР_сопр - сумма сил сопротивления движения, Н;

Р_f, Р_i, Р_щ - силы тяги, затрачиваемые на преодоление сопротивление качению, подъему инерции, воздушной среды;

Р_кр - крюковая сила тяги.

В условиях установившегося движения (j=0):

P_k=Р_f±Р_i+Р_щ+Р_кр (1.3)

Для наиболее характерных способов транспортировки древесины тяговый баланс имеет вид:

P_k = (G + Q₁)f₁cosб ± (G + Q₁)sinб + (G_пр + Q₂)( f₂cosб ± sinб) + k_вFv²/13*10³ (1.4)

Где G=m•g=10000•10=100 кН - сила веса тягача;

Q= Q₁сg - сила веса пакета, кН

Где с=900 кг/м³

Q=3•900•9,81=26 кН;

Q₁=1,05•G=105 кН - сила веса части пакета, размещенной на тягаче и увеличивающей его сцепной вес, Н;

G_пр=3957•10=39,57 кН - сила веса полуприцепа (роспуска);

f₁ - коэффициент сопротивления качению тягача;

f₂ - коэффициент сопротивления полуприцепа (роспуска) или скольжение волочащейся части пачки.

б - угол наклона дороги (волокна), град;

k_в - коэффициент обтекаемости машины: 0,6 … 0,7 Н•с²/м⁴;

F - площадь проекции лобовой поверхности машины на плоскость, перпендикулярную дороге: 3,5 … 6,5 м²;

При движении на уклонах, наиболее характерных для лесного транспорта, когда б<10:

cosб=1;

sinб=tgб=i

где i - угол наклона, исчисляемый в тысячах долях;

Сила тяги , затрачиваемая на преодоление сопротивления воздушной среды при v<25 км/ч, сравнительно не велика и ее можно не учитывать.

Тогда при вывозке древисины с полуприцепом (роспуском) получаем:

P_k = (G + Q₁)(f₁ ± i) + (G_пр + Q₂)( f₂ ± i) + k_вFv²/13*10³ (1.5)

Учитывая, что f₁=f₂, получим:

P_k = G_а(f₁ ± i) + k_вFv²/13*10³ (1.6)

Где G_а=G+ G_пр+Q - полный вес автопоезда, кН.

Масса части пачки, размещенной на тягаче, обычно составляет Q₁=(1,0…1,1) G

Выбираем одноосный полуприцеп 2-ПП-18.

G_а=100000+39570+26000=165570 Н

P_k1=165570•(0,05+0,13)=29802.6 Н

P_k2=165570•(0,025+0)=4139,25 Н

P_k3=165570•0,01=1655,7 Н

Окончательно выбираем наибольшую мощность двигателя

Ne = 87,65 кВт.

2. Выбор двигателя

В качестве прототипа выбираем двигатель ЯМЗ-240ПМ2 технические характеристики которого:

Данные двигателя ЯМЗ-240ПМ2:

Мощность (N_e)…………………………………………309 кВт (420 л.с.)

Частота вращения (n_eн)……… ………………………........2100 об/мин

Расположения и число цилиндров (i)………………….…12 V

Диаметр поршня (d) ……………………………………….........130 мм

Ход поршня (S)…………………………………………….............140 мм

Рабочий объем (V)…………………………………………………..22,3 л

Степень сжатия (е)……………………………………….………….15,2

Масса (G)…………………………………………………….1790 кг

Коэффициент наполнения (з_V)…………………………………0,8

избытка воздуха (б)…………………………1,32

использования тепла (о)…………………….0,8

Удельный расход топлива при номинальной мощности (g_e).. 211 г/кВт•ч

Степень повышения давления (л)…………………………1,6

Низшая теплотворная способность (h)…11150 ккал/кг (43440 кДж/кг)

Коэффициент неполноты диаграммы (ц)………………….0,94

3. Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания

Температура окружающей среды: Т₀ = 288⁰ К

Температура свежего заряда:

Температура остаточных газов:

Давление окружающей среды:

Давление остаточных газов:

Давление в конце впуска:

Температура в конце впуска:

Показатель политропы сжатия:

Давление в конце сжатия:

Температура в конце сжатия:

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

или

Действительное количество воздуха в горючей смеси:

Коэффициент остаточных газов:

Количество киломоль остаточных газов:

Количество киломоль газов до сгорания:

Суммарное количество продуктов сгорания 1 кг топлива при б ? 1:

Количество киломоль газов после сгорания:

Коэффициент молекулярного измерения:

Средняя молекулярная теплоемкость свежего заряда:

Средняя молекулярная теплоемкость продуктов сгорания:

Температура в конце сгорания:

подставляя полученные данные, получим

приводим данное уравнение к виду

решим данное уравнение и получим окончательное значение температуры в конце сгорания Т_z = 1923⁰ K

Давление в конце сгорания:

Показатель политропического расширения:

Степень предварительного расширения:

Степень последующего расширения:

Давление в конце расширения:

Температура в конце расширения:

Среднее индикаторная давление теоретической диаграммы:

Действительное среднее индикаторное давление:

Индикаторный КПД двигателя:

Индикаторный удельный расход топлива:

Среднее давление трения:

Среднее эффективное давление:

Механический КПД:

Эффективный КПД:

Эффективный удельный расход топлива:

Часовой расход топлива:

4. Определить скоростную характеристику двигателя

Масштабы:

n = 200 об/мин =10 мм; N_e = 10кВт =10 мм;

G_T = 2 кг/ч = 10 мм; g_e = 25 г/кВт•ч =10 мм;

М_е = 20 Нм•м = 10 мм

Скоростная характеристика стоится по формулам:

Подставляем в формулы, ранее найденные значения данных, и заносим их в таблицу. Расчет ведем в программе Microsoft Excel.

n об/мин	Ge г/кВт•ч	Me Нм•м	Gт кг/ч	Ne кВт
800	145,72	1537,28	18,01	123,60
1000	197,05	1599,26	31,67	160,73
1200	190,97	1634,29	37,64	197,1
1400	188,72	1642,89	43,62	231,16
1600	190,30	1624,46	49,71	261,22
1800	195,72	1580,39	55,95	285,90
2100	211	1464,07	65,19	309

По полученным данным стоим искомые графики, которые и будут составлять скоростную характеристику.

n_m=0,7• n_en=0,7•2100=1470 об/мин

Me_max=1,123• Me_en=1,123•1642,89=1844,97 Нм•м

n_g=0,7• n_en=1470 об/мин

g_emin=0,9• g_en=0,9•211=189,9 г/кВт•ч

Скоростная характеристика двигателя

5. Выбор передаточных чисел силовой передачи

Основной частью колесной и гусеничной машины является трансмиссия, которая осуществляет передачу и изменения крутящего момента двигателя, передаваемого к ведущим органом машины.

Общее передаточное число трансмиссии на 1-й передаче вычисляется из условия преодоления максимальных дорожных сопротивлений:

; (5.1)

где Rз - динамически радиус колеса, м;

P_k.max - максимальная касательная сила тяги /см. пункт 1/, Н;

М_en- крутящий момент, соответствующий максимальной частоте вращения /см. табл. 2/;

- механический КПД трансмиссии /см. пункт 1/;

Для нахождения динамического радиуса колеса необходимо вычислить нагрузку на одно колесо (шину) машины в кН:

, (5.2)

где

n_ш - число колес (шин) машины.

Q₁ - грузоподъемность.

кН

Тип шины: 260-508Р У - универсальный.

По нагрузке на колесо подбирается шина соответствующего размера и вычисляется динамический радиус колеса по формуле:

(5.3)

где Д - коэффициент деформации шины, равный 0,93 … 0,97

d - наружный диаметр, мм

Подставляя данные формулу (5.1) получим

Общее передаточное число трансмиссии на 1 - й передачи из условия сцепления колес с дорожным покрытием определяется по формуле:

(5.4)

где G- вес, приходящийся на ведущие колеса машины, Н;

m - коэффициент перераспределения массы автомобиля (m=1,2).

Подставляя данные формулу (5,4) получим

Окончательный выбор общего придаточного числа трансмиссии на первой передаче производится при соблюдении условия, что

, (5.5)

Передаточное число трансмиссии на высшей передаче определяется из условия обеспечения движения порожней машины с максимальной скоростью:

(5.6)

Примем

=2 (5.7)

i_p2=1,2

Передаточное число главной передачи определяется по формуле:

Находим минимальное число ступеней в коробке передач m из формулы

(5.8)

Число ступеней до m=7.

Значения передаточных чисел трансмиссии на промежуточных передачах распределяются по закону геометрической прогрессии, что обеспечивает постоянство скорости движения машины в момент перехода на смежную передачу и дает одинаковую степень изменения нагрузки двигателя.

(5.9)

Передаточные числа в коробке передач находится по формулам:

на первой передаче

;

на второй передаче

на третьей передаче

;

на четвертой передаче

на пятой передаче

Расчетные значения передаточных чисел коробки передач обязательно корректируются с соблюдением условия.

(5.10)

1,91?1,91?1,91?1,91?1,91

При наличии в силовой передачи автомобиля раздаточной коробки передаточное число последней на высшей передаче применялось. Передаточное число понижающей передачи целесообразно выбрать таким, чтобы кривые располагались на середине между соседними передачами. Это условие будет обеспечено если:

Передаточное число трансмиссии транспортных машин представляет собой произведение передаточных чисел коробки передач, раздаточной коробки на высшей передаче , главной передачи , т.е.:

(5.11)

6. Расчет и построение тяговых характеристик

Тяговая характеристика представляет собой графическую зависимость Р на различных передачах и является основным документом, характеризующим тягово-динамические качества машины.

Скорость движения (км/ч) машины определяется по формуле

(6.1)

где - радиус ведущей звездочки, м;

k- общее передаточное число трансмиссии на соответствующей передаче.

Свободная сила тяги (Н) равна

(6.2)

где Р_k- касательная сила тяги, Н,

(6.3)

P_w - сопротивление воздушной среды, кН (учитывается при v_а?25 км/ч)

 (6.4)

Все вычисленные значения вносятся в таблицу 3, и на ее основе строится тяговая характеристика (рис. 3).

Таблица 3 - Параметры тяговой характеристики

Таблица 4 - Параметры тяговой характеристики

При анализе тяговых свойств автопоезда удобнее пользоваться динамической характеристикой, выражающей зависимость динамического фактора от скорости движения: D=f(v_a). Как известно, динамический фактор характеризует удельную свободную силу тяги, которую может разить машина на различных передачах:

(6.5)

где G_а - полный вес транспортной системы.

Таблица 5

Таблица 6

7. Анализ тяговых свойств машины

В условиях эксплуатации возможности движения транспортной системы на той или иной передаче ограничиваются мощностью двигателя (т.е. способностью машины развить на данной передаче силу тяги, равную или большую действующей силы сопротивления) и силами сцепления (т.е. возможностью машины реализовать эту силу тяги на ведущих органах без буксования).

Эта взаимосвязь может быть выражена зависимостью:

Р_а? УР_сопр ?Рц (7.1)

где УР_сопр - суммарная сила сопротивления дороги.

Очевидно, при равномерном движении Р_а= УР_сопр, а при ускоренном Р_а< УР_сопр.

Сила тяги по сцеплению зависит от состояния дорожного покрытия и типа движителя, определяющих величину коэффициента сцепления ц, а так же от нагрузки, приходящейся на ведущие органы машины G_сц - сцепной вес машины:

Рц= G_сц ц (7.2)

Анализ зависимости (7,1) показывает, что движение транспортной системы на данной передаче возможно при следующих условиях:

1. Сумма сил сопротивления УР_сопр не превосходит по своей величине значения свободной силы тяги Р_а, которую машина способна развить на этой передаче.

2. Сила тяги Р_а подводимая к ведущим органам, не превышает силы тяги Рц ограничиваемой по сцеплению.

3. При Р_а< УР_сопр и отсутствии ограничений по сцеплению (УР_сопр< Рц) обеспечивается ускоренное движение.

4. Для движения с равномерной скоростью при переменной величине УР_сопр необходимо изменять форсировку двигателя изменением подачи топлива автоматически (с помощью регулятора) или вручную (дроссельной заслонкой) в соответствии с изменением УР_сопр так, чтобы Р_а= УР_сопр.

1. Условия движения порожнего автопоезда по асфальтовой в удовлетворительном состоянии дороге при ц=0,5; f₁=,05 и i₀=0:

кН

кН

2. Условия движения груженного автопоезда весом G_а=165570 Н при ц=0,5 и f₁=0,05 на руководящем подъеме i_р=0,09 с v_а=const

кН

кН

3. В средних условиях при снижении дорожных сопротивлений до f₁+0.2i_p=0,025+0,2*0,09=0,043;

кН

8. Расчет компоновки машины

Для проведения расчетов по определению нагрузок на оси машины выбираем расчетную схему и геометрические параметры автомобиля (табл. 7)

Таблица 7 - Геометрические параметры гусеничной машины, м

Тип машины	Значение параметров по схеме
	hg	a	b	L	br	hr	bкр	hкр	B	c	вo
Трехосные	0,9	2,4	1,8	4,3	0,4	1,5	1,6	0,9	1,9	1,4	0

Для нахождения статических нагрузок на переднюю Z₁ и задние Z₂, Z₃ оси используются известные зависимости: для порожней машины

(8.1)

(8.2)

для груженной машины

(8.3)

(8.4)

Предельные углы продольной статической устойчивости:

для порожней машины

б=64° (8.5)

для груженной машины

(8.6)

б=50°

Статический угол поперечной устойчивости машины по опрокидыванию: двигатель передача тяговый сцепление

г=40° (8.7)

Составим уравнение моментов всех сил, действующих на машину, относительно точки А, получим формулу для подсчета нагрузки на переднюю ось:

(8.8)

Нормальная нагрузка на ось балансирной тележки:

Нагрузка на задний и средний мосты:

9. Расчет сцепления

Определение размеров дисков сцепления

Расчетный момент на муфте (Н•м)

(9.1)

где - максимальный крутящий момент двигателя, (Н•м);

в- коэффициент запаса, равный 4,0.

Подставляя данные в формулу (9.1) получим

Число поверхностей трения n=4.

Внешний радиус ведомого диска (см)

(9.2)

где удельное давление на поверхности трения равное 0,15 МПа;

м - коэффициент трения дисков равный 0,25;

c - отношение внутреннего радиуса фрикционной накладки к внешнему равное 0,55.

Подставляя данные в формулу (9.2) получим

Проверка сцепления на износ

Полная работа сил трения при однократном включении муфты (Дж)

(9.3)

где щ_м - угловая скорость коленчатого вала при М_е^max;

I_с - момент инерции валов и шестерен коробки передач (0,2 кг•м²);

I_м- момент инерции на первой передачи, приведенный к коленчатому валу (кг•м²),

 (9.4)

где к₁ - передаточное число трансмиссии первой передаче коробки и раздаточной коробки.

М_с - момент сил сопротивления движению, приведенный к коленчатому валу при f₁=0,05 на 1 передаче, (Н•м)

Подставим данные в формулы, получим:

ф - коэффициент, характеризующий темп включения сцепления 4

кДж

Удельная работа сил трения (Дж/см²)

(9.5)

где F - площадь фрикционной накладки ведомого диска (см²),

Проверка сцепления на нагрев

Повышение температуры дисков при однократном включении составит (град)

(9.6)

где б - коэффициент, определяющий долю работы сил трения, поглощаемой ведущими элементами муфты;

С_t - удельная теплоемкость материала ведущих дисков равная 482 Дж/кг•град;

q - масса нагреваемой детали, кг.

Нажимной диск

q=17,5

Средний диск

q=20

Расчет нажимных пружин

Необходимое усилие одной пружины (Н)

(9.7)

где R_ср - средний радиус ведомого диска, м

z - число пружин равное 24

Расчетное усилие пружины при выключенной муфте (Н)

Диаметр проволоки пружины из расчета на прочность (мм)

(9.8)

где D_ср' - средний диаметр пружины, равное 25 мм /3, стр. 6/;

[ф] - допускаемое напряжение на кручение равное 600 МПа /3, стр. 6/.

Округляем до d=5 мм.

Находим наружный диаметр пружины

Уточненный средний диаметр пружины

мм.

Рабочее число витков пружины

(9.9)

где _?f - дополнительная деформация пружины при включении сцепления, мм

?f=?S•n,

где _?S - зазор между поверхностями трения равный 0,6 мм

G - модуль упругости материала пружин на кручение равный 80000 МПа

D_ср - уточненный средний диаметр пружины, мм.

Общее число витков

Рабочая деформация пружины (мм)

Коэффициент жесткости пружины (Н/мм)

Длина пружины в сжатом состоянии (мм)

Свободная длина пружины (мм)

Приводы управления

Общее передаточное число привода

(9.10)

где Р_п- усилие на педали выключения сцепления равное 200 Н

Рабочий ход выжимного подшипника (мм)

(9.11)

где i_p- передаточное число рычагов выключения муфты равное 5

Полный ход выжимного подшипника (мм)

14.4+2.7=17.1

Передаточное число привода управления

Ход педали управления сцеплением (мм):

рабочий

свободный

полный

Вывод

В данной работе был произведен расчет лесотранспортной машины МАЗ - 5320. В виду не сложности рельефа имеем 5 ступеней в коробке передач. Сцепление приняли фрикционного, сухого типа.

Лесотранспортная машина имеет необходимый запас прочности и мощности для транспортировки заданного пакета леса.

В данном проекте представлены сборочный чертеж муфты сцепления и схема трактора. Чертежи подтверждены расчетами.

Список литературы

1. М. И. Зайчик. Тяговые машины и подвижной состав лесовозных дорог: М: “Лесная промышленность”, 1967г.

2. В. Д. Валяжонков. Тяговые машины: Методические указания по курсовому проектированию для студентов специальности 0519 Ленинград «Межвузовская типография (2)», 1982г.

3. Расчет элементов тяговых машин. Методические указания с элементами НИРС по расчету агрегатов и узлов тяговых машин для студентов специальности 0519 «Межвузовская типография (2)» Ленинград1983.

Размещено на Allbest.ru

...