Тяговый расчет трактора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Тяговый расчет трактора

Введение

В процессе тягового расчета определяют основные конструктивные параметры трактора, которые обеспечивают ему необходимое тяговое свойство в реальных условиях эксплуатации. Трактор рассчитывается на выполнение работ, соответствующих его тяговому классу характеризующемуся номинальной силой тяги на крюке Ркр_н, которую он должен развивать на стерне нормальной влажности (15… 18%) и средней плотности (чернозем или суглинок) при допустимом буксовании. В зависимости от конструкции ходового аппарата принимается соответствующее буксование трактора.

Исходными данными для тягового расчета трактора являются параметры, которые представлены в таблице 1.

Таблица 1

№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Значение
1	Тип движетеля	-	Колесн. 4*4
2	Номинальное тяговое усилие трактора	Pкрн, кН	40
3	Число основных передач	m	6
4	Действительная скорость движения агрегата при номинальном тяговом усилие	vдн, м/с	1,9
5	Максимальная скорость движения агрегата при работе на транспорте	Vдтр, м/с	6,0
6	Коэффициент эксплуатационной загрузки двигателя	Кэ	0,87

1. Определение эксплуатационной массы трактора

Определение эксплуатационной массы проектируемого трактора

Эксплуатационная масса включает в себя конструктивную массу m_к топлива, смазочных материалов и воды m_гсм, массу возимого инструмента m_и массу водителя m_вод, кроме того и массу балласта m_бал, если таковой имеется

m = m_к + m_гсм + m_и + m_вод + m_бал, кг.

Конструктивная масса должна обеспечить прочность и долговечность конструкции трактора, эксплуатационная - необходимые тяговые сцепные качества. Эксплуатационную массу трактора можно определить приравнивая касательную силу тяги к величине сопротивления движению

m_э=

где, К_вп - коэффициент возможной перегрузки при работе трактора в составе пахотного агрегата;

К_вп=1,33

К_ха - коэффициент, показывающий долю сопротивления качению

К_ха=1 (колесный движитель 4Ч4)

f - коэффициент сопротивления качению;

f=0,07

g - ускорение свободного падения, м/с²;

g=9,81

K _сц - коэффициент сцепления при допустимом буксовании;

K _сц=0,55

- коэффициент нагрузки ведущих колес;

=1

m_э ==12,144т;

m_констр = ;

m_констр ==11,040т.

m_констр(К-700)=11т

2. Определение номинальной мощности двигателя

Номинальная мощность двигателя определяется из условия равномерного движения трактора на горизонтальном поле с номинальной силой тяги на крюке и действительной скорости движения в определенных почвенных условиях при допустимом буксовании.

где

Р_f - сила сопротивления качению

Р_f= m_э*g*f=12,144*9,81*0,07=9,531кН.

зтр - механический КПД трансмиссии. Механический КПД трансмиссии рассчитывается по формуле:

, где

зхх - механический КПД трансмиссии, учитывающий потери холостого хода;

зхх=0,96

зц - КПД цилиндрической пари шестерен,

зц = 0,985;

зк - КПД конической пары шестерен,

зк = 0,975;

пц - число пар цилиндрических шестерен

пц = 5

пк - число пар конических шестерен

пк = 1

=0,96·0,985⁴·0,975¹=0,881

кВт.

Основные технические параметры двигателя

№ п/п	Наименование параметра	Тракторный двигатель
1	Назначение двигателя	тракторный
2	Тип двигателя	дизельный
3	Тактность двигателя	4-х тактный
4	Номинальная мощность, кВт	146,191
5	Номинальная частота вращения коленчатого вала, мин Ї№	1700

3. Тепловой расчет двигателя

Исходные данные:

Степень сжатия е = 16,5

Степень сжатия «е» зависит от способа смесеобразования и рода топлива, а также от быстроходности двигателя, наличия наддува и др.

В дизелях без наддува и неразделенной камерой сгорания е =14…18, в вихрекамерных и предкамерных дизелях е =16…22, в дизелях с надувом е =12…17.

Параметры окружающей среды - Ро = 0,1 МПа, Т_о = 293 К

Определения давления в конце впуска.

Р_а - давление в конце впуска

Р_а=Р_о-ДР_а, где

ДР_а - потери давления во впускной системе

Давление конца выпуска зависит от числа и расположения клапанов сопротивления впускного и выпускного трактов, фаз газораспределения и нагрузки двигателя, способа наддува. Для автомобильных и тракторных двигателей без наддува давление остаточных газов

ДР_а =

где - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

- коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенной к наиболее узкому ее сечению;

- средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы, м/с;

- плотность заряда на впуске, кг/м.

По опытным данным в современных двигателях на номинальном режиме работы = 2,5 - 4,0

= 80 м/с.

Плотность заряда на впуске :

=, где

Rв - удельная газовая постоянная воздуха;

Rв= 287 Дж/(кг*К)

==1,190 кг/м

ДР_а ==0,009 МПа

Р_а=Р_о-ДР_а= 0,1 - 0,009= 0,091 МПа

Давление остаточных газов Р_r:

Р_r= 1,2Р₀= 1,2 Р₀ = 0,12МПа

Температура подогрева свежего заряда при номинальном режиме

работы двигателя ? Т = …10С⁰, принимаю Т=5С⁰

Температура остаточных газов Т_r =600-900К

Принимаю Т_r=800К

Расчет коэффициента остаточных газов.

ц_оч - коэффициент очистки принимается равным единице (ц_оч=1)

ц_доз - коэффициент, учитывающий дозарядку двигателя на номинальном режиме работы, ц_доз=1,07 - 1,12 (принимаю ц_доз=1,1)

Коэффициент остаточных газов

г_r = ((Т₀ +? Т /Т_r)·(Р_r ·ц_оч / (е· ц _доз ·Р_a - ц_оч·Р_r))=((293+10/800)·(0,12·1/16,5·1,1·0,091 - 1·0,12)=0,03

Определение температуры в конце впуска.

Т_a=(Т₀+? Т +г_r·Т_r)/(1+ г_r) =(293+10+0,03·800)/(1+0,03)=317,48 К,

что соответствует заданному пределу Т_а {310…350 К} - для дизелей без наддува.

Определение коэффициента наполнения з_v с учетом дозарядки.

Коэффициент наполнения -

з_v=

з_v== 0,940

Что соответствует заданному пределу з_v {0,80…0,94} - для дизелей без наддува.

Процесс сжатия.

Показатель политропы сжатия принимаю n₁= 1,35

Показатель политропы сжатия тем выше, чем меньше отвод теплоты.

Давление в конце процесса сжатия: Р_c = Р_a ·е ⁿ¹ = 0,091·16,5^1.35 = 3,96 МПа

Температура в конце сжатия: Т_с= Т_а ·е ^{n1 - 1} = 317,48·16,5 ^(1.35-1) = 846,91К

Расчет процессов сгорания и расширения.

Топливо

Жидкое топливо	Содержание, кг	Низшая теплота сгорания QТ, кДж /кг
	С	Н	ОТ
Дизтопливо	0,87	0,126	0,004	42500

Термохимический расчёт процесса сгорания

Количество заряда МС, находящегося в цилиндре в конце сжатия, определяется количество свежего заряда М1 и остаточных газов Мr:

В массовых единицах, :

В массовых единицах, :

;

в объёмных единицах,:

;

Количество свежего заряда М1, находящегося в цилиндре дизеля, кмоль/кг:

, где

б - коэффициент избытка воздуха;

б =1,7

Количество остаточных газов в цилиндре Мr, кмоль/кг:

Количество заряда, находящегося в цилиндре к концу процесса сгорания МZ на 1 кг топлива, определяется количеством продуктов сгорания М2 и остаточных газов Мr:

МZ= М2+ Мr, где

В результате сгорания топлива происходит относительное изменение объёма рабочего тела, которое характеризуется химическим коэффициентом молекулярного изменения горючей смеси или действительным коэффициентом молекулярного изменения рабочей смеси:

Термодинамический расчёт процесса сгорания

Теплоемкость газов. Величина теплоемкости зависит от температуры и давления тела, его физических свойств и характера процесса. Для расчета рабочих процессов обычно пользуются средними молярными теплоемкостями при постоянном объеме и при постоянном давлении.

Теплоёмкость заряда определяется в зависимости от температуры конца сжатия ТС по формуле, кДж/ (кмоль * К):

Теплоёмкость продуктов сгорания определяется в зависимости от температуры ТZ и составом рабочей смеси (б?1):



Коэффициент использования теплоты о зависит от совершенства организации процессов смесеобразования и сгорания топлива- о =0,65-0,8 для дизелей с неразделённой камерами сгорания;

- для дизелей с неразделённой камерами сгорания и объёмным смесеобразованием.

Температуру в конце процесса сгорания определяют по формуле:

Давление газов в конце сгорания РZ, МПа:

Степень предварительного расширения в дизеле:

Расчёт процесса расширения.

Степень последующего расширения:



Давление в конце процесса расширения:

Температура в конце процесса расширения:

Проверка:

Погрешность:

Расчет индикаторных показателей двигателя.

Коэффициент полноты диаграммы на номинальном режиме работы находится в пределах _п = (0,92 - 0,95): принимаю_п=0,930

Среднее индикаторное давление:

P_i = =

==0,77 МПа

Индикаторный КПД характеризует степень использования теплоты топлива в действительном цикле для получения индикаторной работы:

Совершенство цикла, его топливная экономичность оценивается величиной удельного индикаторного расхода топлива , г/кВт*ч:

Расчёт эффективных показателей двигателя

Работу ДВС в целом оценивают по эффективным показателям- среднему эффективному давлению , эффективной мощности , эффективному КПД , эффективному удельному расходу топлива и др.

Средняя скорость поршня:

Vп.ср.= S•n/30000 = 140•1700/30000 =8,86 м/с

где S - ход поршня (принимается по прототипу), мм

Среднее давление внутренних потерь

Р_м = ам + вм•Vп.ср. = 0,04 + 0,02·8,86= 0,217Мпа

где ам и вм - постоянные коэффициенты (для дизелей с неразделенной камерой сгорания - ам = 0,04 и вм = 0,02)

Среднее эффективное давление

Р_e = Р_i - Р_м = 0,774 - 0,217= 0,557 МПа

Механический КПД:

_М = Р_е/Р_i = 0,557/0,74= 0,719

Эффективный КПД:

_е= _i ·_М = 0,719·0,4= 0,288

Удельный эффективный расход топлива

g_е= 3600/з_еQ_Н= 3600/0,288•42,5 = 294,118 г./ кВт·ч

Рабочий объем цилиндра:

V_h = 30·ф·N_ен/(Р_е ·n·i) = 30•4•146,191/(0,557•1700•8) =2,315 дм³

где ф - тактность двигателя; N_eн - номинальная эффективная мощность;

Р_e - среднее эффективное давление; n - частота вращения коленвала при номинальной мощности; i - число цилиндров.

Диаметр цилиндра принимаем 130 мм:

, где

ш=0,9-1,2-отношение хода поршня к диаметру цилиндра.

Тогда ход поршня, мм:

В зависимости от величины S/D различают двигатели короткоходные (S/D <1) и длинноходные (S/D >1). При переходе к короткоходным

двигателям снижаются высота двигателя и его масса, увеличивается индикаторный К.П.Д. и коэффициент наполнения, уменьшается скорость поршня и износ деталей двигателя. В то же время снижение величины S/D приводит к более высокому давлению газов на поршень, ухудшению смесеобразования и увеличению габаритной длины двигателя.

Рабочий объем цилиндра, л (дм):

л

Эффективная мощность двигателя, кВт:

кВт

Эффективный крутящий момент, Н?м:

821,605 Н?м

Часовой расход топлива G_т = g_е ·N_е = 0,294?146,191= 41,277 кг/ч

4. Построение графиков по тепловому и динамическому расчету двигателя

Индикаторная диаграмма в «VР» координатах

Индикаторная диаграмма в «VР» координатах строится на основании

данных, полученных в тепловом расчете, а затем перестраивается в координаты «ц Р».

На оси абсцисс, в принятом масштабе м_v=0,01 л³/мм, откладывают объемы

V_c = V_h/(е - 1) = 1,277/ (14,5 - 1) = 0,149 л (8,8 мм)

V_а = V_в = е· V_с= 16,5·0,0946= 2,458 л; (127,7 мм)

V_z = •V_c =1,41 •0,149=0,210 л (11,45 мм)

По оси ординат откладываются в масштабе м_p=0,025 МПа/мм давления:

Р0=0,1 МПа (4 мм); Ра =0,09 МПа (3,6 мм); Р_c =3,96 МПа (158,4 мм);

Р_z = 6,34 МПа (253,6 мм); Р_B = 0,33 МПа (13,2 мм); Р_r = 0,12 МПа (4,8 мм)

Действительная индикаторная диаграмма отличается от теоретической округленностью в точках а; в; с; z'; z. Для политропы сжатия Р_x = Р_a·(V_a/V_x) ^n1, n₁=1,345

Таблица 2

Vx,мм	10,06	17,86	25.66	41,26	56,86	72,46	88,06	103,66	119,26	134,86	150,46	166,06
Рx,мм	137,7	65,3	40,8	22	14,5	10,6	8,2	6,6	5,5	4,7	4,1	3,6

Аналогично для политропы расширения

V_a = V_B= 1,3717 л; (127,7 мм)

Р_x = Р_B·(V_B/V_x)ⁿ²;

n₂=1,23.

Таблица 3

Vx,мм	252,6	151,1	105,5	64	45	34,3	27,5	22,8	19,4	16,8	14,8	13,2
Рx,мм	14,19	21,78	29,39	44,56	59,75	74,94	90,13	105,31	120,50	135,69	14,19	21,78

Индикаторная диаграмма в координатах «ц Р»

Индикаторная диаграмма в координатах «VР» перестраиваем в «цР».

Для этого на отрезке V_h строим полуокружность с центром O₁, из которого через 15 град. проводим лучи. Затем из О₁ отстоящим от О на расстояние (rл/2), проводим лучи параллельные тем, которые проведены из точки О₁. Из точек пересечения этих лучей с полуокружностью, восстанавливаются перпендикуляры до линии впуска, сжатия, расширения и выпуска на индикаторной диаграмме.

Полученные значения давления переносятся на график Р = f(ц), где по оси абсцисс отложен соответствующий угол поворота коленчатого вала в масштабе м_и=1,446 град/мм. Масштаб давлений оставляют тот же, что и на графике Р = f(ц).

Величина (rл/2) - носит название поправки Брикса и учитывает конечную величину шатуна, где r = S/2 = 156/2 = 78 мм радиус кривошипа и л =0,238… 0,286; л =0,28

rл/2 =78•0,28/2= 10,92 мм.

Диаграмма перемещений скорости и ускорения поршня

Все эти графики взаимосвязаны и строятся на одном рисунке.

Перемещение поршня определяется выражением

Х = r[(1-соs ц) + 0,25л (1-соs 2ц)]

и может быть построено графически проектированием на вертикаль радиус-вектора, имеющего полюсом точку О₁, сдвинутую относительно О на

(rл/2) в сторону Н.М.Т.

Скорость движения поршня определяется выражением

V_п = щ·r·(sin ц + 0,5· л· sin 2ц), м/с

где щ = · n/30=3,14·2100/30 =219,8 рад/с

Таблица 4

	0	15	30	45	60	75	90
Vп, м/с	0	4.637	8.746	11.899	13.827	14.453	13.884

105	120	135	150	165	180
12.371	10.22	7.733	5.138	2.555	0

Масштаб скорости м_Vп=0,12

Кривая ускорения поршня j = f(х).

Для построения находят

j_max = щ ² r (1+ л)= 177,93² ·0,078·(1+0,28) = 3160,84 м/с²

j_min = -щ² r (1 - л)= -177,93 ²·0,078·(1-0,28) = -1777,97 м/с²

j=3 щ ² r л=3·177,93 ²·0,078·0,28 = 2074,30 м/с

Масштаб ускорений м_j=62

Диаграмма сил инерции

Силы инерции прямолинейно возвратно-движущихся частей шатунно- поршневой группы определяются Р_j = P _j1 + P_j2; m_j = m_П + m_ШП, где m_П - масса поршневого комплекта; m_ШП - масса шатуна, условно отнесенная к массе совершающей возвратно-поступательные движения.

m_ШП = 0,275·m_Ш, где m_Ш - масса шатуна;

m_j = m_П+m_ШП = 250+(0,275·300) = 332,5 кг/м³;

R₁ = m_j ·щ² ·r·10^-6 = 332,5·177,93² ·0,078·10^-6 =0,821 МПа;

R₂= m_j·щ²·r·л·10^-6 = 332,5·177,93²·0,078·0,25·10^-6 = 0,2299 МПа

В масштабе м_Р:

Для наглядности R₁ =32,84 мм

умноженное на 2 R₂ =9,196 мм

Диаграмма сил инерции строится под индикаторной диаграммой развернутой по углу поворота коленчатого вала. Для этого проводим из общего центра О две полуокружности радиусами R₁ и R₂ и лучи через 15 град. Вертикальные проекции отрезков лучей, пересекающих первую окружность (R₁), дают в прямом масштабе значения силы P_j1 при соответствующих углах поворота коленчатого вала, а проекции отрезков тех же лучей, пересекающих вторую окружность (R₂), значения сил при углах поворота коленчатого вала соответственно вдвое меньших.

Далее проводим через центр О горизонтальную линию и откладываем на ней как на оси абсцисс, значения ц углов поворота коленчатого вала за рабочий цикл.

По точкам пересечения указанных выше проекций с ординатами, проходящих через соответствующие значения углов на оси абсцисс, строим кривые P_j1 и P_j2.

Суммарная кривая относительных сил инерции находится сложением двух гармоник

Р^?_j=Р^?_j1+Р^?_j2.

Суммарные силы действующие на поршень

Для построения суммарной силы Р = Р_r+ Р^?_j, суммарные силы инерции

переносятся на развернутую по углу индикаторную диаграмму и

складываются с силами давления газов Р_r. При этом следует учитывать, что силы инерции в конце такта сжатия (ВМТ) направлены в противоположную сторону силам давления газов.

Диаграмма тангенциальных сил и суммарного крутящего момента.

Сила Р, действующая вдоль оси цилиндра, может быть разложена на две составляющие:

нормальную силу N=P•tgв перпендикулярно оси цилиндра, и

силу S=, действующая вдоль оси шатуна.

Силу S можно перенести по линии ее действия в центр шатунной шейки кривошипа и разложить на две составляющие:

силу , направленную по радиусу кривошипа, и

силу , направленную по касательной к окружности

радиуса кривошипа. Сила T, называемая тангенциальной на плече «r» дает крутящий момент

.

Радиус кривошипа величина постоянная, поэтому крутящий момент для одного цилиндра изменяется по закону изменения тангенциальной силы «Т».

Угол в=arcsin•(л•sinц) Для определения тангенциальной силы строится схема кривошипного механизма в произвольном масштабе, но с учетом выбранного отношения r/L. От центра кривошипа по направлению радиуса кривошипа откладывают отрезок «ОС», равный суммарной силе «Р» для данного угла поворота коленчатого вала» ц " в принятом масштабе сил.

Через точку «С» конца отрезка проводят линию, параллельную оси шатуна, которая отсекает на диаметре, перпендикулярном оси цилиндров, отрезок «OD», равный «Т». При положительном значении «Р» она откладывается в положительном направлении радиуса от центра кривошипа к шатуну. При отрицательном значении «Р» она откладывается от центра кривошипа в противоположную сторону на продолжение радиуса, независимо от положения кривошипа. Значение силы «Т» определяется через каждые 15 град. угла поворота коленчатого вала. Все значения «Т» выше горизонтального диаметра положительные, а ниже - отрицательные.

Кривая Т= f(ц) - одновременно является кривой изменения крутящего момента для одного цилиндра. Кривую суммарного крутящего момента многоцилиндрового двигателя строят путем графического суммирования кривых крутящих моментов отдельных цилиндров, сдвигая одну кривую относительно другой на угол поворота кривошипа между вспышками в отдельных цилиндрах. Для четырехтактных двигателей с равным интервалом между рабочими ходами:

И =720/i, где i - число цилиндров двигателя.

И =90?

Для проверки правильности графических построений необходимо найти крутящего момента М_к и сравнить его со значением крутящего момента Ме, полученным в пункте 1.3.11.

М_к=·_м·_м, где

_м - механический к.п.д. двигателя;

_м = 0,719 (пункт 1.3.12.);

_м - масштаб моментов, ;

с - средняя ордината

Масштаб моментов, определяется по выражению:

_м= _т ·r ·F_п =0,025•0,078•0,0132=0,000025 Н•м/мм

где _T - масштаб тангенциальной силы, м_T=0,025

r=0,078 м - радиус кривошипа;

F_п= =(3,14 ·0,130²)/4= 0,0132 м² - площадь поршня, м².

Средняя ордината, определяется по выражению:

=, мм

где F_пол - суммарная площадка всех участков диаграмм, расположенных над осью абсцисс, F_пол=2772,056 мм².

F_отр - суммарная отрицательная площадка; F_отр=0 мм²

l_абс - длина диаграммы под суммарной кривой М_к в мм, l_абс= 62,21 мм.

М_к= ·_м·_м = 43,75·0,000025·0,719=0,0007865 МН·м =786,5 Н·м

М_кр= 9550 Ne/n=9550·146,187/1700=821,249 Н·м

Расхождения в значениях крутящего момента не должны превышать 5%:

трактор двигатель тепловой тяговый

= =·100%= 4,4% 5%

Размещено на Allbest.ru

...